JP6627820B2 - Internal combustion engine - Google Patents

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Description

本発明は、内燃機関に関する。   The present invention relates to an internal combustion engine.

従来から、内燃機関の各燃焼室に連通する二つ通路のうち、一方の通路にその通路を開閉するスワール制御弁を設けると共に、このスワール制御弁の開閉を制御することによって燃焼室内に生じるスワール流の強さを変化させることが知られている。一般に内燃機関では機関回転速度が低いと吸気ガスの流量が少なく、よって燃料と空気が混ざりにくいことから、機関回転速度が低いときにスワール制御弁を閉じて燃焼室内に強いスワール流を生じさせることが知られている（例えば、特許文献１）。   BACKGROUND ART Conventionally, a swirl control valve that opens and closes one of two passages communicating with each combustion chamber of an internal combustion engine is provided, and a swirl generated in the combustion chamber by controlling the opening and closing of the swirl control valve. It is known to change the strength of the flow. Generally, in an internal combustion engine, when the engine speed is low, the flow rate of the intake gas is small, so that the fuel and air are difficult to mix, so that when the engine speed is low, the swirl control valve is closed to generate a strong swirl flow in the combustion chamber. Is known (for example, Patent Document 1).

加えて、機関回転速度が低いときであっても内燃機関の負荷（以下、「機関負荷」という）が高いときには、スワール制御弁を閉じて燃焼室内に強いスワール流を発生させると、オーバースワールとなって冷却損失の増大を招く。そこで、機関負荷が高いときには、スワール制御弁を開いて燃焼室内に生じるスワール流を抑制し、これによって冷却損失の増大を抑制することが提案されている（例えば、特許文献１）。   In addition, even when the engine speed is low, when the load of the internal combustion engine (hereinafter, referred to as “engine load”) is high, closing the swirl control valve to generate a strong swirl flow in the combustion chamber causes overswirl. This leads to an increase in cooling loss. Then, when the engine load is high, it has been proposed to open a swirl control valve to suppress the swirl flow generated in the combustion chamber, thereby suppressing an increase in cooling loss (for example, Patent Document 1).

特開平５−３４０２５８号公報JP-A-5-340258

圧縮自着火式の内燃機関（ディーゼルエンジン）では、機関負荷に応じて燃料噴射弁からの燃料噴射量が制御されると共に、燃焼室内への吸気ガスの供給量（吸入吸気ガス量）が制御される。燃料噴射量は、機関負荷に相当する量とされ、機関負荷が高くなるほど燃料噴射量も増大せしめられる。また、吸入吸気ガス量は、機関負荷に相当する燃料噴射量の燃料を燃料噴射弁から噴射したときに燃焼室から排出される排気ガスのエミッションが低くなるように設定される。この吸入吸気ガス量も、機関負荷が高くなるほど増大せしめられる。   In a compression ignition internal combustion engine (diesel engine), the amount of fuel injected from a fuel injection valve is controlled according to the engine load, and the amount of intake gas supplied to the combustion chamber (intake intake gas amount) is controlled. You. The fuel injection amount is set to an amount corresponding to the engine load, and the fuel injection amount increases as the engine load increases. Further, the intake intake gas amount is set such that emission of exhaust gas discharged from the combustion chamber when fuel having a fuel injection amount corresponding to the engine load is injected from the fuel injection valve is reduced. This intake gas amount is also increased as the engine load increases.

ところで、運転者がアクセルペダルを踏み込んで機関負荷が高くなるように変化した場合、これに伴って、燃料噴射弁からの燃料噴射量は、変化後の機関負荷に相当する燃料噴射量となるように即座に変更せしめられる。これに対して、吸入吸気ガス量は、機関負荷が変化してから、変化後の機関負荷に対応する量に到達するまでには或る程度の時間がかかる。この結果、機関負荷が変化した後の内燃機関の過渡運転中には、燃料噴射量は機関負荷に応じた適切な値になっているにも関わらず、吸入吸気ガス量が機関負荷に応じた適切な値になっていない状態となる。   By the way, when the driver depresses the accelerator pedal to change the engine load so as to increase, the fuel injection amount from the fuel injection valve becomes the fuel injection amount corresponding to the changed engine load. Can be changed immediately. On the other hand, it takes a certain amount of time for the intake intake gas amount to reach an amount corresponding to the changed engine load after the engine load changes. As a result, during the transient operation of the internal combustion engine after the engine load has changed, the intake intake gas amount has changed according to the engine load even though the fuel injection amount is an appropriate value according to the engine load. It is not in the appropriate value.

このように内燃機関が過渡運転を行っているときには、内燃機関が定常運転を行っているときと同様にスワール流の強さを制御すると、必ずしも内燃機関の熱効率との観点から適切でない場合がある。   As described above, when the internal combustion engine is performing the transient operation, controlling the intensity of the swirl flow in the same manner as when the internal combustion engine is performing the steady operation may not always be appropriate from the viewpoint of the thermal efficiency of the internal combustion engine. .

本発明は、上記課題に鑑みてなされたものであって、その目的は、内燃機関の過渡運転中においてもスワール流の強さを適切に制御して内燃機関の熱効率を高めることにある。   The present invention has been made in view of the above problems, and has as its object to improve the thermal efficiency of an internal combustion engine by appropriately controlling the intensity of swirl flow even during transient operation of the internal combustion engine.

本発明は、上記課題を解決するためになされたものであり、その要旨は以下のとおりである。   The present invention has been made to solve the above problems, and the gist thereof is as follows.

（１）燃焼室内に生じるスワールの強さを変更可能なスワール制御弁と、機関負荷を検出する負荷検出装置と、該スワール制御弁を制御する制御装置とを備え、前記制御装置は、前記負荷検出装置によって検出された機関負荷が予め定められた負荷よりも低いときには、吸入吸気ガス量が減少しているときに比べて増大しているときの方が、スワール比が高くなるようにスワール制御弁を制御する、内燃機関。   (1) A swirl control valve capable of changing the intensity of swirl generated in the combustion chamber, a load detection device for detecting an engine load, and a control device for controlling the swirl control valve, wherein the control device includes: When the engine load detected by the detection device is lower than a predetermined load, the swirl control is performed so that the swirl ratio becomes higher when the intake intake gas amount is increasing as compared with when the intake intake gas amount is decreasing. An internal combustion engine that controls a valve.

（２）前記制御装置は、前記負荷検出装置によって検出された機関負荷が予め定められた負荷よりも高いときには、吸入吸気ガス量が減少しているときに比べて増大しているときの方が、スワール比が低くなるようにスワール制御弁を制御する、上記（１）に記載の内燃機関。   (2) When the engine load detected by the load detection device is higher than a predetermined load, the control device is configured to increase the engine load when the intake intake gas amount increases as compared with when the engine load decreases. The internal combustion engine according to (1), wherein the swirl control valve is controlled such that the swirl ratio is reduced.

（３）前記制御装置は、前記負荷検出装置によって検出された機関負荷に基づいて前記スワール制御弁の基本目標開度を設定すると共に、吸入吸気ガス量が減少しているときには前記基本目標開度を補正し、吸入吸気ガス量の減少に伴って前記基本目標開度を補正するときには、前記負荷検出装置によって検出された機関負荷が相対的に低い場合に比べて高い場合の方が、スワール比を増大させる方向の補正量を大きくする、上記（１）又は（２）に記載の内燃機関。   (3) The control device sets a basic target opening of the swirl control valve based on an engine load detected by the load detection device, and sets the basic target opening when the intake gas amount is decreasing. When the basic target opening is corrected in accordance with a decrease in the intake intake gas amount, the swirl ratio is higher when the engine load detected by the load detection device is higher than when the engine load is relatively low. The internal combustion engine according to the above (1) or (2), wherein the correction amount in the direction in which is increased.

（４）前記制御装置は、吸入吸気ガス量が増大しているときには前記基本目標開度を補正し、吸入吸気ガス量の増大に伴って前記基本目標開度を補正するときには、前記負荷検出装置によって検出された機関負荷が相対的に低い場合に比べて高い場合の方が、スワール比を増大させる方向の補正量を小さくする、上記（３）に記載の内燃機関。   (4) The control device corrects the basic target opening when the intake intake gas amount is increasing, and corrects the basic target opening with the increase of the intake intake gas amount. The internal combustion engine according to (3), wherein the correction amount in the direction in which the swirl ratio is increased is smaller when the engine load detected is higher than when the engine load is relatively low.

本発明によれば、内燃機関の過渡運転中においてもスワール流の強さが適切に制御され、よって内燃機関の熱効率を高めることができる。   According to the present invention, even during the transient operation of the internal combustion engine, the intensity of the swirl flow is appropriately controlled, so that the thermal efficiency of the internal combustion engine can be increased.

図１は、内燃機関の概略的な構成図である。FIG. 1 is a schematic configuration diagram of an internal combustion engine. 図２は、機関本体の概略的な断面図である。FIG. 2 is a schematic sectional view of the engine body. 図３は、燃焼室の上壁面の底面図である。FIG. 3 is a bottom view of the upper wall surface of the combustion chamber. 図４は、機関運転状態と、その機関運転状態におけるスワール比の目標値との関係を示す図である。FIG. 4 is a diagram showing the relationship between the engine operating state and the target value of the swirl ratio in the engine operating state. 図５Ａは、燃焼室１５内へ吸入される吸気ガスの流量と、冷却損失との関係を示す図である。FIG. 5A is a diagram showing a relationship between a flow rate of intake gas sucked into the combustion chamber 15 and a cooling loss. 図５Ｂは、燃焼室１５内へ吸入される吸気ガスの流量と、冷却損失との関係を示す図である。FIG. 5B is a diagram illustrating a relationship between a flow rate of intake gas sucked into the combustion chamber 15 and a cooling loss. 図６は、機関負荷が段階的に低下していくときの回転速度等の推移を示すタイムチャートである。FIG. 6 is a time chart showing changes in the rotational speed and the like when the engine load is gradually reduced. 図７は、機関負荷が段階的に上昇していくときの機関回転速度等の推移を示す、図６と同様なタイムチャートである。FIG. 7 is a time chart similar to FIG. 6, showing changes in the engine rotation speed and the like when the engine load gradually increases. 図８は、機関負荷が段階的に低下していくときの機関回転速度等の推移を示す、図６と同様なタイムチャートである。FIG. 8 is a time chart similar to FIG. 6, showing changes in the engine rotation speed and the like when the engine load gradually decreases. 図９は、機関負荷が段階的に上昇していくときの機関回転速度等の推移を示す、図８と同様なタイムチャートである。FIG. 9 is a time chart similar to FIG. 8, showing a change in the engine rotation speed and the like when the engine load increases stepwise. 図１０は、本実施形態の機関負荷及び吸入吸気ガス量と、スワール比の設定値との関係を示す図である。FIG. 10 is a diagram illustrating the relationship between the engine load and the intake gas amount and the set value of the swirl ratio according to the present embodiment. 図１１は、スワール比の設定制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。FIG. 11 is a flowchart showing a control routine of the swirl ratio setting control.

以下、図面を参照して本発明の実施形態について詳細に説明する。なお、以下の説明では、同様な構成要素には同一の参照番号を付す。   Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. In the following description, similar components are denoted by the same reference numerals.

＜内燃機関全体の説明＞
まず、図１及び図２を参照して本実施形態に係る制御装置が用いられる内燃機関１の構成について説明する。図１は、内燃機関１の概略的な構成図である。図２は、内燃機関１の機関本体１０の概略的な断面図である。本実施形態の内燃機関は、燃料として軽油を用いる。 <Description of the entire internal combustion engine>
First, a configuration of an internal combustion engine 1 in which a control device according to the present embodiment is used will be described with reference to FIGS. FIG. 1 is a schematic configuration diagram of the internal combustion engine 1. FIG. 2 is a schematic sectional view of the engine main body 10 of the internal combustion engine 1. The internal combustion engine of the present embodiment uses light oil as fuel.

図１及び図２に示したように、内燃機関１は、機関本体１０、燃料供給装置３０、吸気系４０、排気系５０、ＥＧＲ機構６０、及び制御装置７０を備える。   As shown in FIGS. 1 and 2, the internal combustion engine 1 includes an engine main body 10, a fuel supply device 30, an intake system 40, an exhaust system 50, an EGR mechanism 60, and a control device 70.

機関本体１０は、複数の気筒１１が形成されたシリンダブロック１２と、シリンダヘッド１３とを備える。各気筒１１内には、各気筒１１内を往復運動するピストン１４が配置されている。ピストン１４とシリンダヘッド１３との間の気筒１１内には混合気が燃焼する燃焼室１５が形成されている。ピストン１４の頂面には凹状に形成されたキャビティ１６が形成される。   The engine body 10 includes a cylinder block 12 in which a plurality of cylinders 11 are formed, and a cylinder head 13. A piston 14 that reciprocates in each cylinder 11 is arranged in each cylinder 11. In the cylinder 11 between the piston 14 and the cylinder head 13 is formed a combustion chamber 15 in which an air-fuel mixture burns. A concave cavity 16 is formed on the top surface of the piston 14.

図２に示したように、シリンダヘッド１３には、吸気ポート１７及び排気ポート１８が形成されている。これら吸気ポート１７及び排気ポート１８は各気筒１１の燃焼室１５に連通している。また、シリンダヘッド１３には、吸気ポート１７を開閉する吸気弁２１と、排気ポート１８を開閉する排気弁２２が配置される。   As shown in FIG. 2, an intake port 17 and an exhaust port 18 are formed in the cylinder head 13. The intake port 17 and the exhaust port 18 communicate with the combustion chamber 15 of each cylinder 11. The cylinder head 13 is provided with an intake valve 21 for opening and closing the intake port 17 and an exhaust valve 22 for opening and closing the exhaust port 18.

図１に示したように、燃料供給装置３０は、燃料噴射弁３１、コモンレール３２、燃料供給管３３、燃料ポンプ３４、及び燃料タンク３５を備える。燃料噴射弁３１は、各気筒１１の燃焼室１５内に燃料を直接噴射するようにシリンダヘッド１３に配置されている。特に、本実施形態では、各燃料噴射弁３１は各燃焼室１５の上壁面の中央に配置されており、燃料噴射弁３１からはピストン１４に形成されたキャビティ１６内の周辺部に向けて燃料Ｆが噴射されるように構成されている（図２）。   As shown in FIG. 1, the fuel supply device 30 includes a fuel injection valve 31, a common rail 32, a fuel supply pipe 33, a fuel pump 34, and a fuel tank 35. The fuel injection valve 31 is arranged on the cylinder head 13 so as to directly inject fuel into the combustion chamber 15 of each cylinder 11. In particular, in the present embodiment, each fuel injection valve 31 is disposed at the center of the upper wall surface of each combustion chamber 15, and the fuel injection valve 31 moves toward the peripheral portion in the cavity 16 formed in the piston 14 from the fuel injection valve 31. F is injected (FIG. 2).

燃料噴射弁３１は、コモンレール３２及び燃料供給管３３を介して燃料タンク３５に連結されている。燃料供給管３３には、燃料タンク３５内の燃料を圧送する燃料ポンプ３４が配置される。燃料ポンプ３４によって圧送された燃料は、燃料供給管３３を介してコモンレール３２に供給され、燃料噴射弁３１が開弁されるのに伴って燃料噴射弁３１から燃焼室１５内に直接噴射される。   The fuel injection valve 31 is connected to a fuel tank 35 via a common rail 32 and a fuel supply pipe 33. A fuel pump 34 for pumping the fuel in the fuel tank 35 is disposed in the fuel supply pipe 33. The fuel pumped by the fuel pump 34 is supplied to the common rail 32 via the fuel supply pipe 33, and is directly injected from the fuel injection valve 31 into the combustion chamber 15 as the fuel injection valve 31 is opened. .

吸気系４０は、吸気マニホルド４１、吸気管４３、エアクリーナ４４、排気ターボチャージャ５のコンプレッサ５ａ、インタークーラ４５、及びスロットル弁４６を備える。各気筒１１の吸気ポート１７は吸気マニホルド４１に連通しており、吸気マニホルド４１は吸気管４３を介してエアクリーナ４４に連通している。吸気管４３には、吸気管４３内を流通する吸入空気を圧縮して吐出する排気ターボチャージャ５のコンプレッサ５ａと、コンプレッサ５ａによって圧縮された空気を冷却するインタークーラ４５とが設けられている。インタークーラ４５は、吸入空気の流れ方向においてコンプレッサ５ａの下流側に配置されている。スロットル弁４６は、インタークーラ４５と吸気マニホルド４１との間の吸気管４３内に配置されている。スロットル弁４６は、スロットル弁駆動アクチュエータ４７によって回動せしめられることで、吸気通路の開口面積を変更することができる。なお、吸気ポート１７、吸気マニホルド４１、及び吸気管４３は、燃焼室１５に吸気ガスを供給する吸気通路を形成する。   The intake system 40 includes an intake manifold 41, an intake pipe 43, an air cleaner 44, a compressor 5a of the exhaust turbocharger 5, an intercooler 45, and a throttle valve 46. The intake port 17 of each cylinder 11 communicates with an intake manifold 41, and the intake manifold 41 communicates with an air cleaner 44 via an intake pipe 43. The intake pipe 43 is provided with a compressor 5a of the exhaust turbocharger 5 for compressing and discharging the intake air flowing through the intake pipe 43, and an intercooler 45 for cooling the air compressed by the compressor 5a. The intercooler 45 is disposed downstream of the compressor 5a in the flow direction of the intake air. The throttle valve 46 is disposed in the intake pipe 43 between the intercooler 45 and the intake manifold 41. The throttle valve 46 can be rotated by a throttle valve drive actuator 47 to change the opening area of the intake passage. The intake port 17, the intake manifold 41, and the intake pipe 43 form an intake passage that supplies intake gas to the combustion chamber 15.

排気系５０は、排気マニホルド５１、排気管５２、排気ターボチャージャ５のタービン５ｂ、及び排気後処理装置５３を備える。各気筒１１の排気ポート１８は、排気マニホルド５１に連通しており、排気マニホルド５１は排気管５２に連通している。排気管５２には、排気ターボチャージャ５のタービン５ｂが設けられている。タービン５ｂは、排気ガスのエネルギによって回転駆動せしめられる。排気ターボチャージャ５のコンプレッサ５ａとタービン５ｂとは回転軸によって接続されており、タービン５ｂが回転駆動せしめられると、これに伴ってコンプレッサ５ａが回転し、よって吸入空気が圧縮せしめられる。また、排気管５２にはタービン５ｂの排気流れ方向下流側において排気後処理装置５３が設けられている。排気後処理装置５３は、排気ガスを浄化した上で外気中に排出するための装置であって、有害物質を浄化する各種の排気浄化触媒や有害物質を捕集するフィルタなどを備える。なお、排気ポート１８、排気マニホルド５１、及び排気管５２は、燃焼室１５から排気ガスを排出する排気通路を形成する。   The exhaust system 50 includes an exhaust manifold 51, an exhaust pipe 52, a turbine 5b of the exhaust turbocharger 5, and an exhaust post-processing device 53. The exhaust port 18 of each cylinder 11 communicates with an exhaust manifold 51, and the exhaust manifold 51 communicates with an exhaust pipe 52. The exhaust pipe 52 is provided with a turbine 5 b of the exhaust turbocharger 5. The turbine 5b is driven to rotate by the energy of the exhaust gas. The compressor 5a and the turbine 5b of the exhaust turbocharger 5 are connected by a rotating shaft. When the turbine 5b is driven to rotate, the compressor 5a rotates with the rotation, and the intake air is compressed. The exhaust pipe 52 is provided with an exhaust aftertreatment device 53 on the downstream side in the exhaust flow direction of the turbine 5b. The exhaust post-treatment device 53 is a device for purifying exhaust gas and then discharging it to the outside air, and includes various exhaust purification catalysts for purifying harmful substances, filters for collecting harmful substances, and the like. In addition, the exhaust port 18, the exhaust manifold 51, and the exhaust pipe 52 form an exhaust passage for discharging exhaust gas from the combustion chamber 15.

ＥＧＲ機構６０は、ＥＧＲ管６１と、ＥＧＲ制御弁６２と、ＥＧＲクーラ６３とを備える。ＥＧＲ管６１は、排気マニホルド５１と吸気マニホルド４１とに連結され、これらを互いに連通させる。ＥＧＲ管６１には、ＥＧＲ管６１内を流れるＥＧＲガスを冷却するＥＧＲクーラ６３が設けられている。加えて、ＥＧＲ管６１には、ＥＧＲ管６１によって形成されるＥＧＲ通路の開口面積を変更することができるＥＧＲ制御弁６２が設けられている。ＥＧＲ制御弁６２の開度を制御することによって、排気マニホルド５１から吸気マニホルド４１へ還流せしめられるＥＧＲガスの流量が調整される。   The EGR mechanism 60 includes an EGR pipe 61, an EGR control valve 62, and an EGR cooler 63. The EGR pipe 61 is connected to the exhaust manifold 51 and the intake manifold 41, and connects these to each other. The EGR pipe 61 is provided with an EGR cooler 63 for cooling EGR gas flowing in the EGR pipe 61. In addition, the EGR pipe 61 is provided with an EGR control valve 62 that can change the opening area of the EGR passage formed by the EGR pipe 61. By controlling the opening of the EGR control valve 62, the flow rate of the EGR gas that is recirculated from the exhaust manifold 51 to the intake manifold 41 is adjusted.

制御装置７０は、電子制御ユニット（ＥＣＵ）７１及び各種センサを備える。ＥＣＵ７１は、デジタルコンピュータから構成され、双方向性バス７２を介して相互に接続されたＲＡＭ（ランダムアクセスメモリ）７３、ＲＯＭ（リードオンリメモリ）７４、ＣＰＵ（マイクロプロセッサ）７５、入力ポート７６、及び出力ポート７７を備える。   The control device 70 includes an electronic control unit (ECU) 71 and various sensors. The ECU 71 is composed of a digital computer, and is connected to a RAM (random access memory) 73, a ROM (read only memory) 74, a CPU (microprocessor) 75, an input port 76, An output port 77 is provided.

吸気管４３には、排気ターボチャージャ５のコンプレッサ５ａの吸気流れ方向上流側に、吸気管４３内を流れる空気の流量を検出するエアフロメータ８１が設けられている。加えて、吸気管４３には、インタークーラ４５の吸気流れ方向上流側に、吸気管４３内を流れる空気の温度を検出するための温度センサ８３が設けられている。スロットル弁４６には、その開度（スロットル開度）を検出するためのスロットル開度センサ８５が設けられている。加えて、吸気マニホルド４１には、吸気マニホルド４１内の吸気ガスの圧力、すなわち気筒１１内に吸入される吸気ガスの圧力（吸気圧）を検出するための圧力センサ８６が設けられている。さらに、吸気マニホルド４１には、吸気マニホルド４１内の吸気ガスの温度、すなわち気筒１１内に吸入される吸気ガスの温度（吸気温）を検出するための温度センサ８７が設けられている。これら、エアフロメータ８１、温度センサ８３、スロットル開度センサ８５、圧力センサ８６及び温度センサ８７の出力は、対応するＡＤ変換器７８を介して入力ポート７６に入力される。   The intake pipe 43 is provided with an air flow meter 81 for detecting the flow rate of air flowing through the intake pipe 43 on the upstream side in the intake flow direction of the compressor 5 a of the exhaust turbocharger 5. In addition, a temperature sensor 83 for detecting the temperature of the air flowing through the intake pipe 43 is provided on the intake pipe 43 at an upstream side of the intercooler 45 in the intake flow direction. The throttle valve 46 is provided with a throttle opening sensor 85 for detecting its opening (throttle opening). In addition, the intake manifold 41 is provided with a pressure sensor 86 for detecting the pressure of the intake gas in the intake manifold 41, that is, the pressure (intake pressure) of the intake gas sucked into the cylinder 11. Further, the intake manifold 41 is provided with a temperature sensor 87 for detecting the temperature of the intake gas in the intake manifold 41, that is, the temperature (intake temperature) of the intake gas sucked into the cylinder 11. The outputs of the air flow meter 81, the temperature sensor 83, the throttle opening sensor 85, the pressure sensor 86, and the temperature sensor 87 are input to the input port 76 via the corresponding AD converter 78.

また、アクセルペダル８８にはアクセルペダル８８の踏み込み量に比例した出力電圧を発生する負荷センサ８９が接続され、負荷センサ８９の出力電圧は対応するＡＤ変換器７８を介して入力ポート７６に入力される。したがって、本実施形態では、アクセルペダル８８の踏み込み量が機関負荷として用いられる。クランク角センサ９０は例えば機関本体１０のクランクシャフトが例えば１５度回転する毎に出力パルスを発生し、この出力パルスが入力ポート７６に入力される。ＣＰＵ７５ではこのクランク角センサ９０の出力パルスから機関回転速度が計算される。   A load sensor 89 that generates an output voltage proportional to the amount of depression of the accelerator pedal 88 is connected to the accelerator pedal 88, and the output voltage of the load sensor 89 is input to the input port 76 via the corresponding AD converter 78. You. Therefore, in the present embodiment, the depression amount of the accelerator pedal 88 is used as the engine load. The crank angle sensor 90 generates an output pulse each time the crankshaft of the engine body 10 rotates, for example, 15 degrees, and the output pulse is input to the input port 76. The CPU 75 calculates the engine rotational speed from the output pulse of the crank angle sensor 90.

一方、ＥＣＵ７１の出力ポート７７は、対応する駆動回路７９を介して、内燃機関１の運転を制御する各アクチュエータに接続される。図１及び図２に示した例では、出力ポート７７は、燃料噴射弁３１、燃料ポンプ３４、スロットル弁駆動アクチュエータ４７、及びＥＧＲ制御弁６２に接続されている。ＥＣＵ７１は、これらアクチュエータを制御する制御信号を出力ポート７７から出力して、内燃機関１の運転を制御する。   On the other hand, an output port 77 of the ECU 71 is connected to each actuator for controlling the operation of the internal combustion engine 1 via a corresponding drive circuit 79. In the example shown in FIGS. 1 and 2, the output port 77 is connected to the fuel injection valve 31, the fuel pump 34, the throttle valve drive actuator 47, and the EGR control valve 62. The ECU 71 outputs control signals for controlling these actuators from the output port 77 to control the operation of the internal combustion engine 1.

＜スワール制御弁の説明＞
図３は、燃焼室１５の上壁面の底面図である。図３からわかるように、機関本体１０は、各気筒１１に連通する二つの吸気ポート１７のうち一方の吸気ポート内に配置されたスワール制御弁９５を備える。スワール制御弁９５は、スワール制御弁９５に接続されたスワール制御弁駆動アクチュエータ９６によって回動せしめられ、これに伴ってスワール制御弁９５が配置された吸気ポート１７の開口面積を変化させることができる。スワール制御弁駆動アクチュエータ９６は、出力ポート７７に接続されている。なお、スワール制御弁９５は、二つの吸気ポート１７のうち一方を流れる吸気ガスのみの流量を制御することができれば、吸気マニホルド４１内に設けられてもよい。 <Description of swirl control valve>
FIG. 3 is a bottom view of the upper wall surface of the combustion chamber 15. As can be seen from FIG. 3, the engine body 10 includes a swirl control valve 95 disposed in one of the two intake ports 17 communicating with each cylinder 11. The swirl control valve 95 is rotated by a swirl control valve drive actuator 96 connected to the swirl control valve 95, and accordingly, the opening area of the intake port 17 in which the swirl control valve 95 is arranged can be changed. . The swirl control valve drive actuator 96 is connected to the output port 77. Note that the swirl control valve 95 may be provided in the intake manifold 41 as long as it can control the flow rate of only the intake gas flowing through one of the two intake ports 17.

このように構成されたスワール制御弁９５が閉弁せしめられると、吸気ガスはスワール制御弁９５が配置されていない吸気ポート１７のみを介して燃焼室１５に流入する。この結果、燃焼室１５内には図３において矢印Ｗで示すようなスワール流が発生する。一方、スワール制御弁９５が全開になると、吸気ガスは両方の吸気ポート１７を介して燃焼室１５に流入する。この結果、燃焼室１５内にはほとんどスワール流Ｗが発生しない。このスワール流Ｗは、スワール制御弁９５の開度に応じて変化し、スワール制御弁９５の開度が小さくなるほど強くなる。したがって、スワール制御弁９５は、燃焼室１５内に生じるスワール流の強さを制御することができ、よってスワール比を制御することができる。なお、スワール比は、燃焼室１５内におけるスワール流の回転速度の機関回転速度に対する比を意味し、燃焼室１５内に生じるスワール流が強くなるほどスワール比が高くなる。   When the swirl control valve 95 configured as described above is closed, the intake gas flows into the combustion chamber 15 only through the intake port 17 where the swirl control valve 95 is not arranged. As a result, a swirl flow is generated in the combustion chamber 15 as shown by an arrow W in FIG. On the other hand, when the swirl control valve 95 is fully opened, the intake gas flows into the combustion chamber 15 through both the intake ports 17. As a result, the swirl flow W hardly occurs in the combustion chamber 15. The swirl flow W changes according to the opening of the swirl control valve 95, and becomes stronger as the opening of the swirl control valve 95 decreases. Therefore, the swirl control valve 95 can control the intensity of the swirl flow generated in the combustion chamber 15, and can control the swirl ratio. The swirl ratio means a ratio of the rotation speed of the swirl flow in the combustion chamber 15 to the engine rotation speed, and the swirl ratio increases as the swirl flow generated in the combustion chamber 15 increases.

なお、本実施形態では、燃焼室１５内に生じるスワール流の強さを制御するスワール制御装置として、スワール制御弁９５を用いている。しかしながら、スワール流の強さを制御することができれば、スワール制御弁９５以外のスワール制御装置を用いてもよい。また、吸気管４３内にスロットル弁４６を設けずに、二つの吸気ポート１７の両方にこれら吸気ポート１７の開口面積を変化させる制御弁を設けてもよい。この場合、これら制御弁は、スロットル弁４６とスワール制御弁９５との両方の機能（すなわち、燃焼室１５内に供給される吸気ガス量の制御及びスワール比の制御）を果たすように制御される。   In the present embodiment, a swirl control valve 95 is used as a swirl control device that controls the intensity of the swirl flow generated in the combustion chamber 15. However, a swirl control device other than the swirl control valve 95 may be used as long as the swirl flow intensity can be controlled. Further, instead of providing the throttle valve 46 in the intake pipe 43, a control valve for changing the opening area of each of the two intake ports 17 may be provided in each of the two intake ports 17. In this case, these control valves are controlled so as to perform both functions of the throttle valve 46 and the swirl control valve 95 (that is, control of the amount of intake gas supplied into the combustion chamber 15 and control of the swirl ratio). .

＜定常時におけるスワール制御＞
次に、図４を参照して、内燃機関が定常運転を行っているときにおけるスワール比の制御について説明する。図４は、機関回転速度及び機関負荷（すなわち、機関運転状態）と、その機関運転状態におけるスワール比の目標値との関係を示す図である。 <Swirl control in steady state>
Next, control of the swirl ratio when the internal combustion engine is performing a steady operation will be described with reference to FIG. FIG. 4 is a diagram showing the relationship between the engine speed and the engine load (that is, the engine operating state) and the target value of the swirl ratio in the engine operating state.

なお、本明細書では、内燃機関が定常運転中であるときとは、機関運転状態（機関負荷及び機関回転速度）が変化せずに維持されているときであって、内燃機関の運転に関する他のパラメータがほとんど変化せずに収束しているときを意味する。したがって、機関負荷及び機関回転速度がほぼ一定に維持されていて、且つ吸入空気量、過給圧やＥＧＲ率の単位時間当たりの変化量が所定値以下の少量であるときは、内燃機関が定常運転中であるといえる。   In this specification, the term “when the internal combustion engine is in a steady operation” refers to a time when the engine operation state (the engine load and the engine speed) is maintained without change, and is related to the operation of the internal combustion engine. Means that the parameters converge with little change. Therefore, when the engine load and the engine rotation speed are maintained substantially constant, and the amount of change in the intake air amount, the supercharging pressure and the EGR rate per unit time is a small amount equal to or less than a predetermined value, the internal combustion engine is in a steady state. It can be said that it is driving.

これに対して、内燃機関が過渡運転中であるときとは、機関運転状態が変化しているとき、及び機関運転状態が変化した結果、内燃機関の運転に関する他のパラメータ（例えば、吸入吸気ガス量、過給圧、ＥＧＲ率等）が変動しているときを意味する。したがって、機関負荷が上昇した結果、機関回転速度が増大しているとき、吸入吸気ガス量が増大しているとき、過給圧が増大しているとき、及びＥＧＲ率が変化しているとき等は、内燃機関が過渡運転中であるといえる。   On the other hand, when the internal combustion engine is in the transient operation state, it means that the engine operation state is changing and as a result of the engine operation state change, other parameters related to the operation of the internal combustion engine (for example, the intake intake gas Amount, supercharging pressure, EGR rate, etc.). Therefore, as a result of an increase in the engine load, an increase in the engine rotation speed, an increase in the intake intake gas amount, an increase in the supercharging pressure, and a change in the EGR rate, etc. Can be said that the internal combustion engine is in transient operation.

図４に示したように、本実施形態では、内燃機関が定常運転を行っている場合には、機関回転速度が低いほど、スワール比の目標値が高く設定される。ここで、機関回転速度が低いときには、燃焼室１５に流入する吸気ガスの流速は遅い。その結果、スワール比が同じであっても、機関回転速度が低いときには、燃焼室１５内に生じるスワール流の流速は遅い。このように燃焼室１５内に生じるスワール流の流速が遅いと、その結果、空気と燃料とが十分に混合できなくなってしまう。そこで、本実施形態では、機関回転速度が低いときには、スワール比の目標値が高く設定される。   As shown in FIG. 4, in the present embodiment, when the internal combustion engine is operating in a steady state, the lower the engine speed, the higher the target value of the swirl ratio is set. Here, when the engine speed is low, the flow velocity of the intake gas flowing into the combustion chamber 15 is low. As a result, even when the swirl ratio is the same, when the engine rotation speed is low, the flow velocity of the swirl flow generated in the combustion chamber 15 is low. If the flow velocity of the swirl flow generated in the combustion chamber 15 is low, the air and the fuel cannot be sufficiently mixed. Therefore, in the present embodiment, when the engine speed is low, the target value of the swirl ratio is set high.

一方、機関回転速度が高いときには、スワール比が同じであっても、燃焼室１５内に生じるスワール流の流速は速く、よって空気と燃料とが混合し易い。その一方で、スワール比が高くなってスワール流の流速が速くなるほど、燃焼室１５内の混合気とシリンダの壁面との間の対流熱伝達が大きくなる。すなわち、燃焼室１５内で発生した熱がシリンダの壁面に奪われやすくなり、結果的に熱効率の低下を招く。そこで、本実施形態では、機関回転速度が高いときには、スワール比の目標値が低く設定される。   On the other hand, when the engine rotation speed is high, even if the swirl ratio is the same, the flow velocity of the swirl flow generated in the combustion chamber 15 is high, so that the air and the fuel are easily mixed. On the other hand, as the swirl ratio increases and the swirl flow velocity increases, the convective heat transfer between the air-fuel mixture in the combustion chamber 15 and the cylinder wall surface increases. That is, the heat generated in the combustion chamber 15 is easily taken by the wall surface of the cylinder, resulting in a decrease in thermal efficiency. Therefore, in the present embodiment, when the engine speed is high, the target value of the swirl ratio is set low.

加えて、図４に示したように、本実施形態では、内燃機関が定常運転を行っている場合には、機関負荷が低負荷であるときにはスワール比の目標値が高く設定され、機関負荷が中負荷であるときにはスワール比の目標値が中程度に設定され、機関負荷が高負荷であるときにはスワール比の目標値が低く設定される。
In addition, as shown in FIG. 4, in the present embodiment, when the internal combustion engine is performing a steady operation, the target value of the swirl ratio is set high when the engine load is low, and the engine load is reduced. When the engine load is medium , the target value of the swirl ratio is set to a medium value, and when the engine load is high, the target value of the swirl ratio is set to a low value .

なお、本明細書では、正味平均有効圧力が第１基準値（例えば、０．５ＭＰａ）未満であるときを機関負荷が低負荷であるときと称する。第１基準値は、機関負荷が最大（全負荷）であるときの正味平均有効圧力の半分未満の値とされる。また、本実施形態では、正味平均有効圧力が第１基準値以上であって第１基準値よりも大きい第２基準値（例えば、１．０ＭＰａ）未満であるときを機関負荷が中負荷であるときと称し、正味平均有効圧力が第２基準値以上であるときを機関負荷が高負荷であるときと称する。第２基準値は、機関負荷が最大（全負荷）であるときの正味平均有効圧力の半分以上の値とされるのが好ましい。   In addition, in this specification, when the net average effective pressure is less than the first reference value (for example, 0.5 MPa), the engine load is referred to as a low load. The first reference value is a value that is less than half of the net average effective pressure when the engine load is the maximum (full load). Further, in this embodiment, when the net average effective pressure is equal to or more than the first reference value and less than a second reference value (for example, 1.0 MPa) which is larger than the first reference value, the engine load is a medium load. The time when the net average effective pressure is equal to or higher than the second reference value is referred to as when the engine load is high. The second reference value is preferably set to a value equal to or more than half of the net average effective pressure when the engine load is the maximum (full load).

ここで、スモークの発生量は燃焼室１５内において燃焼したときの混合気の空燃比が高いほど（リーン度合いが高いであるほど）少なくなる。また、ＮＯｘの発生量はＥＧＲ率が高いほど少なくなる。したがって、スモークやＮＯｘを低減するという観点からは燃焼室１５内に吸入される吸気ガスの量（以下、「吸入吸気ガス量」という）は多いことが好ましい。したがって、本実施形態では、燃焼室１５内での混合気の燃焼に伴って発生するスモークやＮＯｘを低減すべく、吸入吸気ガス量が多くなるように且つＥＧＲ率が適切な値になるように制御される。具体的には、機関負荷が高くなるほど、すなわち燃料噴射弁３１からの燃料噴射量が多くなるほど、燃焼室１５内への吸入吸気ガス量が多くなる。これは、機関負荷が高くなるほど過給圧が高くなり、燃焼室１５内への吸入吸気ガス量が多くなることによるものである。   Here, the amount of smoke generated decreases as the air-fuel ratio of the air-fuel mixture when combusted in the combustion chamber 15 increases (the lean degree increases). Further, the generation amount of NOx decreases as the EGR rate increases. Therefore, from the viewpoint of reducing smoke and NOx, it is preferable that the amount of intake gas sucked into the combustion chamber 15 (hereinafter, referred to as “intake intake gas amount”) is large. Therefore, in the present embodiment, in order to reduce smoke and NOx generated due to combustion of the air-fuel mixture in the combustion chamber 15, the intake air amount is increased and the EGR rate is set to an appropriate value. Controlled. Specifically, as the engine load increases, that is, as the amount of fuel injected from the fuel injection valve 31 increases, the amount of intake gas taken into the combustion chamber 15 increases. This is because the higher the engine load, the higher the supercharging pressure and the larger the amount of intake gas to be sucked into the combustion chamber 15.

したがって、機関負荷が低負荷であるときには、燃焼室１５内への吸入吸気ガス量が少なくなる。このため、このときには燃焼室１５に流入する吸気ガスの流速は遅い。したがって、燃焼室１５内では混合気の乱れが生じにくく、よって空気と燃料とが十分に混合できなくなってしまう。そこで、本実施形態では、機関負荷が低負荷であるときには、スワール比の目標値が高くなるように設定される。   Therefore, when the engine load is low, the amount of intake gas taken into the combustion chamber 15 decreases. Therefore, at this time, the flow velocity of the intake gas flowing into the combustion chamber 15 is slow. Therefore, turbulence of the air-fuel mixture hardly occurs in the combustion chamber 15, so that air and fuel cannot be sufficiently mixed. Thus, in the present embodiment, when the engine load is low, the target value of the swirl ratio is set to be high.

一方、機関負荷が高負荷であるときには、燃焼室１５内への吸入吸気ガス量が低負荷時に比べて多くなる。このため、このときには燃焼室１５に流入する吸気ガスの流速は速く、空気と燃料とを十分に混合させることができる。その一方で、スワール比が高くなり過ぎると、燃焼室１５内で発生した熱がシリンダの壁面に奪われ易くなる。そこで、本実施形態では、機関負荷が高負荷であるときには、スワール比の目標値が低くなるように設定される。   On the other hand, when the engine load is high, the amount of intake gas to be taken into the combustion chamber 15 is larger than when the load is low. Therefore, at this time, the flow rate of the intake gas flowing into the combustion chamber 15 is high, and the air and the fuel can be sufficiently mixed. On the other hand, if the swirl ratio becomes too high, the heat generated in the combustion chamber 15 tends to be taken by the wall surface of the cylinder. Therefore, in the present embodiment, when the engine load is high, the target value of the swirl ratio is set to be low.

＜過渡時における冷却損失＞
ところで、本願の発明者の研究によれば、内燃機関が過渡運転を行っている場合には、過渡運転における運転状態に応じて最適なスワール比が異なることがわかった。図５Ａ及び図５Ｂは、燃焼室１５内への吸入吸気ガス量と、冷却損失との関係を示す図である。特に、図５Ａは、機関負荷が低負荷であって燃料噴射弁３１からの燃料噴射量が比較的少ない場合の関係を示しており、図５Ｂは、機関負荷が高負荷であって燃料噴射弁３１からの燃料噴射量が比較的多い場合の関係を示している。なお、図中の丸印はスワール比が高い場合（２．１程度）を示しており、図中の四角印はスワール比が低い場合（１．１程度）を示している。 <Cooling loss during transition>
By the way, according to the study of the inventor of the present application, it has been found that when the internal combustion engine is performing the transient operation, the optimum swirl ratio is different depending on the operating state in the transient operation. FIG. 5A and FIG. 5B are diagrams showing the relationship between the amount of intake gas taken into the combustion chamber 15 and the cooling loss. In particular, FIG. 5A shows the relationship when the engine load is low and the fuel injection amount from the fuel injection valve 31 is relatively small, and FIG. 5B shows the relationship when the engine load is high and the fuel injection The relationship when the fuel injection amount from the fuel injection 31 is relatively large is shown. Note that the circles in the figure indicate cases where the swirl ratio is high (about 2.1), and the squares in the figures indicate cases where the swirl ratio is low (about 1.1).

ここで、上述したように、排気エミッションを考慮すると、機関負荷が高くなるほど、すなわち燃料噴射弁３１からの燃料噴射量が多くなるほど、燃焼室１５内への最適な吸入吸気ガス量が多くなる。したがって、本実施形態では、機関負荷が高くなるほど、燃焼室１５内への吸入吸気ガス量が多くなる。   Here, as described above, in consideration of the exhaust emission, as the engine load increases, that is, as the fuel injection amount from the fuel injection valve 31 increases, the optimal intake intake gas amount into the combustion chamber 15 increases. Therefore, in this embodiment, the higher the engine load, the larger the amount of intake gas taken into the combustion chamber 15.

内燃機関が定常運転を行っているときには、燃料噴射弁３１からの燃料噴射量及び燃焼室１５内への吸入吸気ガス量は、機関負荷に応じた適切な値となっている。ところが、内燃機関が過渡運転を行っているときには、燃焼室１５内への吸入吸気ガス量は、必ずしも機関負荷に応じた適切な値となっていない。   When the internal combustion engine is performing a steady operation, the amount of fuel injected from the fuel injection valve 31 and the amount of intake gas taken into the combustion chamber 15 have appropriate values according to the engine load. However, when the internal combustion engine is performing a transient operation, the amount of intake gas taken into the combustion chamber 15 is not always an appropriate value corresponding to the engine load.

すなわち、燃料噴射弁３１からの燃料噴射量は応答速度が速く瞬時に変更可能であるため、機関負荷が変化したような場合には変更後の機関負荷に対応した燃料噴射量にすぐに変更せしめられる。これに対して、燃焼室１５内への吸入吸気ガス量は応答速度が遅く、よって迅速に変更することができない。このため、機関負荷が変化したような場合には、変更後の機関負荷に対応した吸入吸気ガス量へは徐々に変更されることになる。この結果、内燃機関が過渡運転を行っているときには、燃料噴射弁３１からの燃料噴射量は機関負荷に対応した量になっているが、燃焼室１５内への吸入吸気ガス量が機関負荷に対応した量になっていないことがある。   That is, since the response speed of the fuel injection amount from the fuel injection valve 31 is fast and can be changed instantaneously, when the engine load changes, the fuel injection amount is immediately changed to the fuel injection amount corresponding to the changed engine load. Can be On the other hand, the response speed of the intake gas amount sucked into the combustion chamber 15 is slow, and therefore cannot be changed quickly. Therefore, when the engine load changes, the intake intake gas amount corresponding to the changed engine load is gradually changed. As a result, when the internal combustion engine is performing a transient operation, the amount of fuel injected from the fuel injection valve 31 is an amount corresponding to the engine load, but the amount of intake intake gas into the combustion chamber 15 is equal to the engine load. It may not be the corresponding amount.

図５Ａに示した例は、機関負荷が低く、よって燃料噴射弁３１からの燃料噴射量が比較的少ない場合（例えば、１３ｍｍ3／ｓｔ）を示している。加えて、図５Ａに示した例は、機関回転速度が８００ｒｐｍに維持された場合を示している。 The example shown in FIG. 5A shows a case where the engine load is low and the fuel injection amount from the fuel injection valve 31 is relatively small (for example, 13 mm 3 / st). In addition, the example shown in FIG. 5A shows a case where the engine speed is maintained at 800 rpm.

図５Ａの吸入吸気ガス量が最適値よりも少ない領域は、内燃機関が過渡運転を行っている場合であって、変更前の機関負荷が現在の機関負荷よりも低かった場合を示している。このような場合には、機関負荷の変更前における吸入吸気ガス量は現在の機関負荷における最適な吸入吸気ガス量よりも少なく、よって過渡運転中に徐々に吸入吸気ガス量が増大していくことになる。   The region in FIG. 5A where the intake intake gas amount is smaller than the optimum value indicates a case where the internal combustion engine is performing a transient operation and the engine load before the change is lower than the current engine load. In such a case, the intake intake gas amount before the change in the engine load is smaller than the optimal intake intake gas amount at the current engine load, and therefore, the intake intake gas amount gradually increases during the transient operation. become.

一方、図５Ａの吸入吸気ガス量が最適値よりも多い領域は、内燃機関が過渡運転を行っている場合であって、変更前の機関負荷が現在の機関負荷よりも高かった場合を示している。このような場合には、機関負荷の変更前における吸入吸気ガス量は現在の機関負荷における最適な吸入吸気ガス量よりも多く、よって過渡運転中に徐々に吸入吸気ガス量が減少していくことになる。   On the other hand, FIG. 5A shows a case where the intake intake gas amount is larger than the optimum value when the internal combustion engine is performing a transient operation and the engine load before the change is higher than the current engine load. I have. In such a case, the intake intake gas amount before the change in the engine load is larger than the optimal intake intake gas amount at the current engine load, and therefore, the intake intake gas amount gradually decreases during the transient operation. become.

図５Ａからわかるように、機関負荷が低負荷である場合、吸入吸気ガス量が最適値よりも少ないときには、スワール比が高い方が冷却損失は低くなる。一方、機関負荷が低負荷である場合、吸入吸気ガス量が最適値よりも多いときには、スワール比が低い方が冷却損失は低くなる。このような現象が生じる理由は必ずしも明確ではないが、吸入吸気ガス量が最適値よりも少ないときにはスワール比が低い方が混合気の燃焼が緩慢になり、燃焼後期における熱発生率が高くなる後燃えが生じ易いことがわかっている。同様に、吸入吸気ガス量が最適値よりも多いときにはスワール比が高い方が混合気の燃焼が緩慢になり、後燃えが生じ易いことがわかっている。   As can be seen from FIG. 5A, when the engine load is low, and when the intake intake gas amount is smaller than the optimum value, the higher the swirl ratio, the lower the cooling loss. On the other hand, when the engine load is low and the intake air amount is larger than the optimum value, the lower the swirl ratio, the lower the cooling loss. The reason why such a phenomenon occurs is not always clear, but when the intake gas amount is smaller than the optimum value, the lower the swirl ratio, the slower the combustion of the air-fuel mixture, and the higher the heat generation rate in the later stage of the combustion. It has been found that burning is easy to occur. Similarly, it has been found that when the intake gas amount is larger than the optimum value, the higher the swirl ratio, the slower the combustion of the air-fuel mixture and the more likely the after-burn.

一方、図５Ｂに示した例は、機関負荷が高く、よって燃料噴射弁３１からの燃料噴射量が比較的多い場合（例えば、６３ｍｍ3／ｓｔ）を示している。加えて、図５Ｂに示した例は、機関回転速度が２０００ｒｐｍに維持された場合を示している。
On the other hand, the example shown in FIG. 5B shows a case where the engine load is high and the fuel injection amount from the fuel injection valve 31 is relatively large (for example, 63 mm 3 / st). In addition, the example shown in FIG. 5B shows a case where the engine speed is maintained at 2000 rpm.

図５Ｂからわかるように、機関負荷が高負荷である場合、吸入吸気ガス量が最適値よりも少ないときには、スワール比が低い方が冷却損失は低くなる。一方、機関負荷が高負荷である場合、吸入吸気ガス量が最適値よりも多いときには、スワール比が高い方が冷却損失は低くなる。このような現象が生じる理由は必ずしも明確ではないが、吸入吸気ガス量が最適値よりも少ないときにはスワール比が高い方が混合気の燃焼が緩慢になり、後燃えが生じ易いことがわかっている。同様に、吸入吸気ガス量が最適値よりも多いときにはスワール比が低い方が混合気の燃焼が緩慢になり、後燃えが生じ易いことがわかっている。   As can be seen from FIG. 5B, when the engine load is high and the intake air amount is smaller than the optimum value, the lower the swirl ratio, the lower the cooling loss. On the other hand, when the engine load is high and the intake intake gas amount is larger than the optimum value, the higher the swirl ratio, the lower the cooling loss. The reason why such a phenomenon occurs is not always clear, but it has been found that when the amount of intake gas is smaller than the optimum value, the higher the swirl ratio, the slower the combustion of the air-fuel mixture, and the more likely afterburning occurs. . Similarly, it has been found that when the intake intake gas amount is larger than the optimum value, the lower the swirl ratio, the slower the combustion of the air-fuel mixture, and the easier the after-burn.

なお、機関負荷が中負荷である場合、図５Ａに示した例と図５Ｂに示した例との中間の傾向を示すことがわかっている。したがって、冷却損失と吸入吸気ガス量との関係は、スワール比に関わらず同じような関係となる。すなわち、機関負荷が中負荷である場合には、吸入吸気ガス量が最適値よりも多いか少ないかにかかわらず、スワール比が変化しても冷却損失は大きくは変わらない。   It is known that when the engine load is a medium load, the tendency is intermediate between the example shown in FIG. 5A and the example shown in FIG. 5B. Therefore, the relationship between the cooling loss and the intake intake gas amount is similar regardless of the swirl ratio. That is, when the engine load is a medium load, the cooling loss does not change significantly even if the swirl ratio changes, regardless of whether the intake intake gas amount is larger or smaller than the optimum value.

＜過渡時におけるスワール比の制御＞
そこで、本実施形態では、機関負荷が予め定められた負荷よりも低いときには、吸入吸気ガス量が減少しているときに比べて増大しているときの方が、スワール比が高くなるようにスワール制御弁９５を制御するようにしている。すなわち、本実施形態では、図５Ａにおいて、吸入吸気ガス量が最適値よりも多いときに比べて吸入吸気ガス量が最適値よりも少ないときの方が、スワール比が高くなるようにスワール制御弁９５を制御するようにしている。 <Control of swirl ratio during transition>
Therefore, in the present embodiment, when the engine load is lower than a predetermined load, the swirl ratio is increased so that the swirl ratio is higher when the intake intake gas amount is increasing than when it is decreasing. The control valve 95 is controlled. That is, in the present embodiment, in FIG. 5A, the swirl control valve is set such that the swirl ratio is higher when the intake intake gas amount is smaller than the optimum value than when the intake intake gas amount is larger than the optimum value. 95 is controlled.

特に、本実施形態では、機関負荷が予め定められた負荷よりも低い場合、吸入吸気ガス量が最適値よりも多いときには、機関負荷Ｌ等に基づいて図４に示したようなマップを用いて設定されるスワール比の目標値（すなわち、定常運転を行っているときのスワール比の目標値。以下、「スワール比の定常時目標値」という）よりもスワール比が低くなるようにスワール制御弁９５が制御される。具体的には、スワール制御弁９５の開度が、スワール比の定常時目標値に対応する基本目標開度よりも大きくなるように補正される。   In particular, in the present embodiment, when the engine load is lower than a predetermined load, and when the intake intake gas amount is larger than the optimum value, a map as shown in FIG. A swirl control valve so that the swirl ratio is lower than the set swirl ratio target value (that is, the swirl ratio target value during steady operation; hereinafter, referred to as the "swirl ratio steady state target value"). 95 is controlled. Specifically, the opening of the swirl control valve 95 is corrected so as to be larger than the basic target opening corresponding to the steady-state target value of the swirl ratio.

一方、機関負荷が予め定められた負荷よりも低い場合、吸入吸気ガス量が最適値よりも少ないときには、機関負荷等に基づくスワール比の定常時目標値よりもスワール比が高くなるようにスワール制御弁９５が制御される。具体的には、スワール制御弁９５の開度が、スワール比の定常時目標値に対応する基本目標開度よりも小さくなるように補正される。   On the other hand, when the engine load is lower than a predetermined load, and when the intake intake gas amount is smaller than the optimal value, the swirl control is performed so that the swirl ratio becomes higher than the steady state target value of the swirl ratio based on the engine load and the like. Valve 95 is controlled. Specifically, the opening of the swirl control valve 95 is corrected so as to be smaller than the basic target opening corresponding to the steady-state target value of the swirl ratio.

また、本実施形態では、機関負荷が予め定められた負荷よりも低い場合、現在の吸入吸気ガス量と最適値との差が大きくなるにつれてスワール比の定常時目標値からの偏差が大きくなるようにスワール制御弁９５が制御される。加えて、機関負荷が予め定められた負荷よりも低い場合、機関負荷が低くなるにつれて（すなわち、機関負荷が予め定められた負荷から離れるにつれて）スワール比の定常時目標値からの偏差が大きくなるようにスワール制御弁９５が制御される。   In the present embodiment, when the engine load is lower than a predetermined load, the deviation of the swirl ratio from the steady state target value increases as the difference between the current intake intake gas amount and the optimum value increases. The swirl control valve 95 is controlled. In addition, when the engine load is lower than the predetermined load, the deviation of the swirl ratio from the steady-state target value increases as the engine load decreases (that is, as the engine load moves away from the predetermined load). The swirl control valve 95 is controlled as described above.

加えて、本実施形態では、機関負荷が予め定められた負荷よりも高いときには、吸入吸気ガス量が減少しているときに比べて増大しているときの方が、スワール比が低くなるようにスワール制御弁９５を制御するようにしている。すなわち、本実施形態では、図５Ｂにおいて、吸入吸気ガス量が最適値よりも多いときに比べて最適値よりも少ないときの方が、スワール比が低くなるようにスワール制御弁９５を制御するようにしている。   In addition, in the present embodiment, when the engine load is higher than a predetermined load, the swirl ratio is lower when the intake intake gas amount is increasing than when it is decreasing. The swirl control valve 95 is controlled. That is, in the present embodiment, in FIG. 5B, the swirl control valve 95 is controlled such that the swirl ratio is lower when the intake intake gas amount is smaller than the optimum value than when it is larger than the optimum value. I have to.

特に、本実施形態では、機関負荷が予め定められた負荷よりも高い場合、吸入吸気ガス量が最適値よりも多いときには、機関負荷等に基づくスワール比の定常時目標値よりもスワール比が高くなるようにスワール制御弁９５が制御される。具体的には、スワール制御弁９５の開度が、スワール比の定常時目標値に対応する基本目標開度よりも小さくなるように補正される。   In particular, in the present embodiment, when the engine load is higher than a predetermined load, and when the intake intake gas amount is larger than the optimum value, the swirl ratio is higher than the steady state target value of the swirl ratio based on the engine load and the like. Thus, the swirl control valve 95 is controlled. Specifically, the opening of the swirl control valve 95 is corrected so as to be smaller than the basic target opening corresponding to the steady-state target value of the swirl ratio.

一方、機関負荷が予め定められた負荷よりも高い場合、吸入吸気ガス量が最適値よりも少ないときには、機関負荷等に基づくスワール比の定常時目標値よりもスワール比が低くなるようにスワール制御弁９５が制御される。具体的には、スワール制御弁９５の開度が、スワール比の定常時目標値に対応する基本目標開度よりも大きくなるように補正される。   On the other hand, when the engine load is higher than a predetermined load, and when the intake intake gas amount is smaller than the optimum value, the swirl control is performed so that the swirl ratio becomes lower than the steady state target value of the swirl ratio based on the engine load and the like. Valve 95 is controlled. Specifically, the opening of the swirl control valve 95 is corrected so as to be larger than the basic target opening corresponding to the steady-state target value of the swirl ratio.

また、本実施形態では、機関負荷が予め定められた負荷よりも高い場合においても、現在の吸入吸気ガス量と最適値との差が大きくなるにつれてスワール比の定常時目標値からの偏差が大きくなるようにスワール制御弁９５が制御される。加えて、機関負荷が予め定められた負荷よりも高い場合、機関負荷が高くなるにつれて（すなわち、機関負荷が予め定められた負荷から離れるにつれて）スワール比の定常時目標値からの偏差が大きくなるようにスワール制御弁９５が制御される。   Further, in the present embodiment, even when the engine load is higher than a predetermined load, the deviation of the swirl ratio from the steady state target value increases as the difference between the current intake intake gas amount and the optimal value increases. Thus, the swirl control valve 95 is controlled. In addition, when the engine load is higher than the predetermined load, the deviation of the swirl ratio from the steady-state target value increases as the engine load increases (that is, as the engine load moves away from the predetermined load). The swirl control valve 95 is controlled as described above.

図６は、機関負荷が段階的に低下していくときの、機関回転速度ＮＥ、機関負荷Ｌ、燃料噴射弁３１からの燃料噴射量Ｑ、燃焼室１５内に吸入される吸入吸気ガス量Ｇｃ、及びスワール比ＳＲの推移を示すタイムチャートである。図６に示した例では、時刻ｔ１において機関負荷Ｌが高負荷Ｌ１から中負荷Ｌ２へステップ的に低下し、時刻ｔ３において機関負荷Ｌが中負荷Ｌ２から低負荷Ｌ３へステップ的に低下した場合を示している。また、図６に示した例では、機関回転速度ＮＥは中程度の回転速度ＮＥ２に維持されている。   FIG. 6 shows the engine speed NE, the engine load L, the fuel injection amount Q from the fuel injection valve 31, and the intake intake gas amount Gc drawn into the combustion chamber 15 when the engine load gradually decreases. 4 is a time chart showing changes in the swirl ratio SR. In the example shown in FIG. 6, when the engine load L decreases stepwise from the high load L1 to the medium load L2 at time t1, and the engine load L decreases stepwise from the medium load L2 to the low load L3 at time t3. Is shown. In the example shown in FIG. 6, the engine rotation speed NE is maintained at a medium rotation speed NE2.

図６に示したように、時刻ｔ１以前においては、機関負荷Ｌが高負荷Ｌ１に設定されており、これに伴って燃料噴射量Ｑも比較的多いＱ１に設定されている。また、燃焼室１５への吸入吸気ガス量Ｇｃも比較的多いＧｃ１となっている。加えてこのとき、スワール比が、機関負荷Ｌ等に基づいて図４に示したようなマップを用いて設定される目標値（スワール比の定常時目標値）に等しいＳＲ３になるようにスワール制御弁９５が制御されている。   As shown in FIG. 6, before the time t1, the engine load L is set to the high load L1, and accordingly, the fuel injection amount Q is set to the relatively large Q1. In addition, the intake gas amount Gc to be taken into the combustion chamber 15 is also relatively large Gc1. In addition, at this time, the swirl control is performed so that the swirl ratio becomes SR3 equal to the target value (the steady-state target value of the swirl ratio) set using the map as shown in FIG. Valve 95 is controlled.

そして、図６に示した例では、時刻ｔ１において、機関負荷Ｌが高負荷Ｌ１から中負荷のＬ２に変更される。これに伴って、燃料噴射量ＱもＱ１よりも少ないＱ２へ変更せしめられる。加えて、時刻ｔ１において、機関負荷Ｌ２に対応する吸入吸気ガス量Ｇｃ２に向けて吸入吸気ガス量が減少する。しかしながら、上述したように吸入吸気ガス量Ｇｃの応答速度は遅いため、吸入吸気ガス量Ｇｃは時刻ｔ１において燃料噴射量Ｑが変更されてから徐々に減少していく。したがって、時刻ｔ１から時刻ｔ２までの間は、吸入吸気ガス量Ｇｃは最適値（図中の破線）よりも多い状態となっている過渡運転中であるといえる。   Then, in the example shown in FIG. 6, at time t1, the engine load L is changed from the high load L1 to the medium load L2. Accordingly, the fuel injection amount Q is also changed to Q2, which is smaller than Q1. In addition, at time t1, the intake intake gas amount decreases toward the intake intake gas amount Gc2 corresponding to the engine load L2. However, as described above, since the response speed of the intake intake gas amount Gc is slow, the intake intake gas amount Gc gradually decreases after the fuel injection amount Q is changed at the time t1. Therefore, from time t1 to time t2, it can be said that the intake gas amount Gc is in the transient operation in which the intake gas amount Gc is larger than the optimum value (broken line in the figure).

加えて、図示した例では、時刻ｔ１において機関負荷Ｌが中負荷Ｌ２になると、機関負荷に基づくスワール比の定常時目標値がＳＲ２へ上昇する。このとき、吸入吸気ガス量Ｇｃは最適値よりも多い状態となっているが、機関負荷Ｌは中負荷Ｌ２であるため、スワール比ＳＲは定常時目標値にほぼ等しい値とされる。   In addition, in the illustrated example, when the engine load L becomes the medium load L2 at the time t1, the steady-state target value of the swirl ratio based on the engine load increases to SR2. At this time, the intake intake gas amount Gc is larger than the optimum value, but since the engine load L is the medium load L2, the swirl ratio SR is set to a value substantially equal to the steady state target value.

次いで、図６に示した例では、時刻ｔ３において、機関負荷Ｌが中負荷Ｌ２から低負荷Ｌ３に変更される。この場合も、吸入吸気ガス量Ｇｃの応答速度は遅いため、吸入吸気ガス量Ｇｃは時刻ｔ３から徐々に減少していく。このため、時刻ｔ３から時刻ｔ４までの間も、吸入吸気ガス量Ｇｃは最適値（図中の破線）よりも多い状態となっている過渡運転中であるといえる。   Next, in the example shown in FIG. 6, at time t3, the engine load L is changed from the medium load L2 to the low load L3. Also in this case, since the response speed of the intake intake gas amount Gc is slow, the intake intake gas amount Gc gradually decreases from time t3. For this reason, from time t3 to time t4, it can be said that the intake operation is in the transient operation in which the intake gas amount Gc is larger than the optimum value (broken line in the figure).

時刻ｔ３において機関負荷Ｌが低負荷Ｌ３になると、機関負荷に基づくスワール比の定常時目標値が比較的高い値であるＳＲ１へ変化する。しかしながら、このとき吸入吸気ガス量Ｇｃは最適値よりも多い状態となっており、且つ、機関負荷Ｌは低負荷Ｌ３となっている。したがって、本実施形態では、時刻ｔ３から時刻ｔ４までの間において、スワール比ＳＲが、スワール比の定常時目標値ＳＲ１よりも低い値になるようにスワール制御弁９５が制御される。そして、吸入吸気ガス量Ｇｃが最適値に近づくにつれて、スワール比ＳＲが徐々にスワール比の定常時目標値ＳＲ１に近づくようにスワール制御弁９５が制御される。図６に示した例では、時刻ｔ４において吸入吸気ガス量Ｇｃが機関負荷Ｌ３に対応する吸入吸気ガス量Ｇｃ３に到達し、これと同時にスワール比ＳＲもスワール比の定常時目標値ＳＲ１に到達するようにスワール制御弁９５が制御される。   When the engine load L becomes the low load L3 at time t3, the steady state target value of the swirl ratio based on the engine load changes to SR1, which is a relatively high value. However, at this time, the intake intake gas amount Gc is larger than the optimum value, and the engine load L is the low load L3. Therefore, in the present embodiment, the swirl control valve 95 is controlled such that the swirl ratio SR is lower than the steady-state target value SR1 of the swirl ratio from the time t3 to the time t4. The swirl control valve 95 is controlled such that the swirl ratio SR gradually approaches the swirl ratio steady state target value SR1 as the intake intake gas amount Gc approaches the optimum value. In the example shown in FIG. 6, at time t4, the intake gas amount Gc reaches the intake gas amount Gc3 corresponding to the engine load L3, and at the same time, the swirl ratio SR also reaches the steady state target value SR1 of the swirl ratio. The swirl control valve 95 is controlled as described above.

図６に示した例では、吸入吸気ガス量が最適値よりも多い時刻ｔ３から時刻ｔ４までの間において、スワール比ＳＲがスワール比の定常時目標値よりも低い値になるようにスワール制御弁９５が制御される。すなわち、この間、スワール制御弁９５の開度がスワール比の定常時目標値に対応する基準目標開度よりも大きくなるように補正される。これにより、図５Ａで説明したように冷却損失を低減することができ、よって内燃機関が過渡運転を行っているときの熱効率を高く維持することができる。   In the example shown in FIG. 6, the swirl control valve is set so that the swirl ratio SR becomes lower than the steady-state target value of the swirl ratio between the time t3 and the time t4 when the intake air amount is larger than the optimum value. 95 is controlled. That is, during this time, the swirl control valve 95 is corrected so that the opening thereof is larger than the reference target opening corresponding to the steady-state target value of the swirl ratio. As a result, the cooling loss can be reduced as described with reference to FIG. 5A, and therefore, the thermal efficiency when the internal combustion engine is performing the transient operation can be kept high.

図７は、機関負荷が段階的に上昇していくときの機関回転速度ＮＥ等の推移を示す、図６と同様なタイムチャートである。図７に示した例では、時刻ｔ１において機関負荷Ｌが低負荷Ｌ３から中負荷Ｌ２へステップ的に上昇し、時刻ｔ３において機関負荷Ｌが中負荷Ｌ２から高負荷Ｌ１へステップ的に上昇した場合を示している。   FIG. 7 is a time chart similar to FIG. 6, showing a transition of the engine rotation speed NE and the like when the engine load increases stepwise. In the example shown in FIG. 7, when the engine load L increases stepwise from the low load L3 to the medium load L2 at time t1, and the engine load L increases stepwise from the medium load L2 to the high load L1 at time t3. Is shown.

図７に示したように、時刻ｔ１以前においては、機関負荷Ｌが低負荷Ｌ３に設定されており、燃焼室１５への吸入吸気ガス量Ｇｃも比較的少ないＧｃ３となっている。加えてこのとき、スワール比が機関負荷Ｌ等に基づくスワール比の定常時目標値に等しいＳＲ１になるようにスワール制御弁９５が制御されている。   As shown in FIG. 7, before time t1, the engine load L is set to the low load L3, and the intake gas amount Gc to be taken into the combustion chamber 15 is also relatively small Gc3. In addition, at this time, the swirl control valve 95 is controlled such that the swirl ratio becomes SR1 equal to the steady-state target value of the swirl ratio based on the engine load L and the like.

そして、図７に示した例では、時刻ｔ１において、機関負荷Ｌが低負荷Ｌ３から中負荷Ｌ２に変更される。これに伴って、機関負荷Ｌ２に対応する吸入吸気ガス量Ｇｃ２になるように、吸入吸気ガス量Ｇｃが徐々に増大していく。したがって、時刻ｔ１から時刻ｔ２までの間は、吸入吸気ガス量Ｇｃが最適値よりも少ない状態となっている過渡運転中であるといえる。   Then, in the example shown in FIG. 7, at time t1, the engine load L is changed from the low load L3 to the medium load L2. Accompanying this, the intake intake gas amount Gc gradually increases so as to become the intake intake gas amount Gc2 corresponding to the engine load L2. Therefore, it can be said that during the period from time t1 to time t2, the engine is in a transient operation in which the intake gas amount Gc is smaller than the optimum value.

加えて、図示した例では、時刻ｔ１において機関負荷Ｌが中負荷Ｌ２になると、機関負荷に基づくスワール比の定常時目標値がＳＲ２へと低下する。この場合、上述したように時刻ｔ１から時刻ｔ２までの間、吸入吸気ガス量Ｇｃは最適値よりも少ない状態となっているが、機関負荷Ｌは中負荷Ｌ２であるため、スワール比ＳＲは定常時目標値にほぼ等しい値とされる。   In addition, in the illustrated example, when the engine load L becomes the medium load L2 at the time t1, the steady-state target value of the swirl ratio based on the engine load decreases to SR2. In this case, as described above, during the period from time t1 to time t2, the intake gas amount Gc is smaller than the optimum value, but since the engine load L is the medium load L2, the swirl ratio SR is constant. The value is always substantially equal to the target value.

次いで、時刻ｔ３において、機関負荷Ｌが中負荷Ｌ２から高負荷Ｌ１に変更される。この場合も、吸入吸気ガス量Ｇｃの応答速度は遅いため、吸入吸気ガス量Ｇｃは徐々に増大していく。時刻ｔ３において機関負荷Ｌが高負荷Ｌ１になると、この機関負荷に基づくスワール比の定常時目標値が比較的低い値であるＳＲ３へ変化する。このとき、吸入吸気ガス量Ｇｃは最適値よりも少ない状態となっており、且つ、機関負荷Ｌは高負荷Ｌ１となっている。したがって、本実施形態では、時刻ｔ３から時刻ｔ４までの間において、スワール比ＳＲが、スワール比の定常時目標値ＳＲ３よりも高い値となるようにスワール制御弁９５が制御される。そして、吸入吸気ガス量Ｇｃが最適値に近づくにつれて、スワール比ＳＲが徐々にスワール比の定常時目標値ＳＲ３に近づくようにスワール制御弁９５が制御される。   Next, at time t3, the engine load L is changed from the medium load L2 to the high load L1. Also in this case, since the response speed of the intake intake gas amount Gc is slow, the intake intake gas amount Gc gradually increases. When the engine load L becomes the high load L1 at time t3, the steady-state target value of the swirl ratio based on the engine load changes to SR3, which is a relatively low value. At this time, the intake intake gas amount Gc is smaller than the optimum value, and the engine load L is the high load L1. Therefore, in the present embodiment, the swirl control valve 95 is controlled so that the swirl ratio SR becomes higher than the steady-state target value SR3 of the swirl ratio from the time t3 to the time t4. The swirl control valve 95 is controlled such that the swirl ratio SR gradually approaches the steady-state target value SR3 of the swirl ratio as the intake intake gas amount Gc approaches the optimum value.

図７に示した例では、吸入吸気ガス量が最適値よりも少ない時刻ｔ３から時刻ｔ４までの間において、スワール比ＳＲが、スワール比の定常時目標値よりも高い値になるようにスワール制御弁９５が制御される。すなわち、この間、スワール制御弁９５の開度がスワール比の定常時目標値に対応する基準目標開度よりも小さくなるように補正される。これにより、図５Ｂで説明したように冷却損失を低減することができ、よって内燃機関が過渡運転を行っているときの熱効率を高く維持することができる。   In the example shown in FIG. 7, the swirl control is performed so that the swirl ratio SR becomes higher than the steady-state target value of the swirl ratio between the time t3 and the time t4 where the intake intake gas amount is smaller than the optimum value. Valve 95 is controlled. That is, during this time, the opening of the swirl control valve 95 is corrected so as to be smaller than the reference target opening corresponding to the steady-state target value of the swirl ratio. Thus, as described with reference to FIG. 5B, the cooling loss can be reduced, and thus, the thermal efficiency when the internal combustion engine is performing the transient operation can be kept high.

図８は、機関負荷が段階的に低下していくときの機関回転速度ＮＥ等の推移を示す、図６と同様なタイムチャートである。図８に示した例では、時刻ｔ１から時刻ｔ２にかけて機関回転速度ＮＥが徐々に上昇し、時刻ｔ３から時刻ｔ４にかけて機関回転速度ＮＥが徐々に上昇している。   FIG. 8 is a time chart similar to FIG. 6, showing changes in the engine speed NE and the like when the engine load gradually decreases. In the example shown in FIG. 8, the engine speed NE gradually increases from time t1 to time t2, and the engine speed NE gradually increases from time t3 to time t4.

図８に示した例では、時刻ｔ１において機関負荷が高負荷Ｌ１から中負荷Ｌ２に低下せしめられると、これに伴って、機関負荷Ｌ２に対応する吸入吸気ガス量Ｇｃ２に向けて吸入吸気ガス量が徐々に減少していく。   In the example shown in FIG. 8, when the engine load is reduced from the high load L1 to the medium load L2 at the time t1, the intake intake gas amount is increased toward the intake intake gas amount Gc2 corresponding to the engine load L2. Gradually decreases.

加えて、図示した例では、時刻ｔ１において機関負荷がＬ２になると、機関負荷に基づくスワール比の定常時目標値がＳＲ１へ上昇する。このとき、吸入吸気ガス量Ｇｃは最適値よりも多い状態となっているが、機関負荷Ｌは中負荷Ｌ２であるため、スワール比ＳＲは定常時目標値にほぼ等しい値とされる。その後、図８に示した例では、機関回転速度ＮＥがＮＥ３からＮＥ２へ徐々に上昇し、これに伴ってスワール比ＳＲも徐々に低下せしめられる。   In addition, in the illustrated example, when the engine load becomes L2 at time t1, the steady state target value of the swirl ratio based on the engine load increases to SR1. At this time, the intake intake gas amount Gc is larger than the optimum value, but since the engine load L is the medium load L2, the swirl ratio SR is set to a value substantially equal to the steady state target value. Thereafter, in the example shown in FIG. 8, the engine rotational speed NE gradually increases from NE3 to NE2, and accordingly, the swirl ratio SR also gradually decreases.

次いで、時刻ｔ３において機関負荷Ｌが中負荷Ｌ２から低負荷Ｌ３に変更され、これに伴って吸入吸気ガス量ＧｃがＧｃ３に向けて徐々に減少する。時刻ｔ３において機関負荷Ｌが低負荷Ｌ３になると、機関負荷に基づくスワール比の定常時目標値が比較的高い値であるＳＲ１へ変化する。しかしながら、このとき吸入吸気ガス量Ｇｃは最適値よりも多い状態となっており、且つ、機関負荷Ｌは低負荷Ｌ３となっている。したがって、本実施形態では、時刻ｔ３から時刻ｔ４までの間において、スワール比ＳＲが、スワール比の定常時目標値ＳＲ１よりも低い値になるようにスワール制御弁９５が制御される。加えて、図８に示した例では、時刻ｔ３から時刻ｔ４まで機関回転速度ＮＥがＮＥ２からＮＥ１へ徐々に上昇し、これに伴ってスワール比の定常時目標値がＳＲ１からＳＲ２へ徐々に低下する。この結果、図８に示した例では、スワール比ＳＲは時刻ｔ３から時刻ｔ４までの間、ＳＲ２にほぼ一定に維持されることになる。このような制御を行うことにより、冷却損失を低減することができる。   Next, at time t3, the engine load L is changed from the medium load L2 to the low load L3, and accordingly, the intake intake gas amount Gc gradually decreases toward Gc3. When the engine load L becomes the low load L3 at time t3, the steady state target value of the swirl ratio based on the engine load changes to SR1, which is a relatively high value. However, at this time, the intake intake gas amount Gc is larger than the optimum value, and the engine load L is the low load L3. Therefore, in the present embodiment, the swirl control valve 95 is controlled such that the swirl ratio SR is lower than the steady-state target value SR1 of the swirl ratio from the time t3 to the time t4. In addition, in the example shown in FIG. 8, the engine rotational speed NE gradually increases from NE2 to NE1 from time t3 to time t4, and accordingly, the steady-state target value of the swirl ratio gradually decreases from SR1 to SR2. I do. As a result, in the example shown in FIG. 8, the swirl ratio SR is maintained substantially constant at SR2 from time t3 to time t4. By performing such control, the cooling loss can be reduced.

図９は、機関負荷が段階的に上昇していくときの機関回転速度ＮＥ等の推移を示す、図７と同様なタイムチャートである。図９に示した例では、時刻ｔ１から時刻ｔ２にかけて機関回転速度ＮＥが徐々に低下し、時刻ｔ３から時刻ｔ４にかけて機関回転速度ＮＥが徐々に低下している場合を示している。   FIG. 9 is a time chart similar to FIG. 7, showing a transition of the engine rotation speed NE and the like when the engine load increases stepwise. The example shown in FIG. 9 shows a case where the engine speed NE gradually decreases from time t1 to time t2, and the engine speed NE gradually decreases from time t3 to time t4.

図９に示した例では、時刻ｔ１において機関負荷が低負荷Ｌ３から中負荷Ｌ２に上昇せしめられると、これに伴って機関負荷Ｌ２に対応する吸入吸気ガス量Ｇｃ２に向けて吸入吸気ガス量Ｇｃが徐々に増加していく。   In the example shown in FIG. 9, when the engine load is increased from the low load L3 to the medium load L2 at the time t1, the intake intake gas amount Gc is increased toward the intake intake gas amount Gc2 corresponding to the engine load L2. Gradually increase.

加えて、図示した例では、時刻ｔ１において機関負荷がＬ２になると、機関負荷に基づくスワール比の定常時目標値がＳＲ３へと低下する。このとき、吸入吸気ガス量Ｇｃは最適値よりも少ない状態となっているが、機関負荷Ｌは中負荷Ｌ２であるため、スワール比ＳＲは定常時目標値にほぼ等しい値とされる。その後、図９に示した例では、機関回転速度ＮＥがＮＥ１からＮＥ２へ徐々に低下し、これに伴ってスワール比ＳＲも徐々に上昇せしめられる。   In addition, in the illustrated example, when the engine load becomes L2 at the time t1, the steady-state target value of the swirl ratio based on the engine load decreases to SR3. At this time, the intake intake gas amount Gc is smaller than the optimum value, but since the engine load L is the medium load L2, the swirl ratio SR is set to a value substantially equal to the steady state target value. Thereafter, in the example shown in FIG. 9, the engine rotational speed NE gradually decreases from NE1 to NE2, and accordingly, the swirl ratio SR also gradually increases.

次いで、時刻ｔ３において機関負荷Ｌが中負荷Ｌ２から高負荷Ｌ１に変更され、これに伴って吸入吸気ガス量ＧｃがＧｃ１に向けて徐々に増大する。時刻ｔ３において機関負荷Ｌが高負荷Ｌ１になると、機関負荷に基づくスワール比の定常時目標値が比較的低い値であるＳＲ３へ変化する。しかしながら、このとき吸入吸気ガス量Ｇｃは最適値よりも少ない状態となっており、且つ、機関負荷Ｌは高負荷Ｌ１となっている。したがって、本実施形態では、時刻ｔ３から時刻ｔ４までの間において、スワール比ＳＲが、スワール比の定常時目標値ＳＲ３よりも高い値になるようにスワール制御弁９５が制御される。加えて、図９に示した例では、時刻ｔ３から時刻ｔ４まで機関回転速度ＮＥがＮＥ２からＮＥ３へ徐々に低下し、これに伴ってスワール比の定常時目標値がＳＲ３からＳＲ２へ徐々に上昇する。この結果、図９に示した例では、スワール比ＳＲは時刻ｔ３から時刻ｔ４までの間、ＳＲ２にほぼ一定に維持されることになる。このような制御を行うことにより、冷却損失を低減することができる。   Next, at time t3, the engine load L is changed from the medium load L2 to the high load L1, and accordingly, the intake intake gas amount Gc gradually increases toward Gc1. When the engine load L becomes the high load L1 at time t3, the steady-state target value of the swirl ratio based on the engine load changes to SR3, which is a relatively low value. However, at this time, the intake intake gas amount Gc is smaller than the optimum value, and the engine load L is the high load L1. Therefore, in the present embodiment, the swirl control valve 95 is controlled such that the swirl ratio SR becomes higher than the steady-state target value SR3 of the swirl ratio from the time t3 to the time t4. In addition, in the example shown in FIG. 9, the engine rotational speed NE gradually decreases from NE2 to NE3 from time t3 to time t4, and accordingly, the steady-state target value of the swirl ratio gradually increases from SR3 to SR2. I do. As a result, in the example shown in FIG. 9, the swirl ratio SR is maintained substantially constant at SR2 from time t3 to time t4. By performing such control, the cooling loss can be reduced.

図１０は、本実施形態の機関負荷及び吸入吸気ガス量と、スワール比の設定値との関係を示す図であり、上述した各状態におけるスワール比の設定値をまとめたものである。図１０に示したように、機関負荷が低負荷から中負荷の中程度（例えば、正味平均有効圧が０．７５ＭＰａ）である場合には、吸入吸気ガス量が最適値よりも少ないときにはスワール比は定常時目標値よりも高い値に設定される。したがって、スワール制御弁９５の開度は基準目標開度よりも小さい開度に制御される。一方、吸入吸気ガス量が最適値よりも多いときにはスワール比は定常時目標値よりも低い値に設定される。したがって、スワール制御弁９５の開度は基準目標開度よりも大きい開度に制御される。   FIG. 10 is a diagram showing the relationship between the engine load and the intake intake gas amount and the set value of the swirl ratio according to the present embodiment, and summarizes the set values of the swirl ratio in each of the above-described states. As shown in FIG. 10, when the engine load is low to moderate load (for example, when the net average effective pressure is 0.75 MPa), the swirl ratio is smaller when the intake gas amount is smaller than the optimum value. Is set to a value higher than the steady state target value. Therefore, the opening of the swirl control valve 95 is controlled to an opening smaller than the reference target opening. On the other hand, when the intake intake gas amount is larger than the optimum value, the swirl ratio is set to a value lower than the steady state target value. Therefore, the opening of the swirl control valve 95 is controlled to an opening larger than the reference target opening.

特に、本実施形態では、機関負荷が低負荷から中負荷の中程度である場合、現在の吸入吸気ガス量と最適値との差が大きくなるにつれてスワール比の定常時目標値からの偏差が大きくなるようにしている。したがって、本実施形態では、現在の吸入吸気ガス量と最適値との差が大きくなるにつれて、スワール制御弁９５の開度の基準目標開度からの偏差が大きくなるように（すなわち、スワール制御弁９５の開度がより大きくなるように）制御される。   In particular, in this embodiment, when the engine load is low to medium load, the deviation of the swirl ratio from the steady state target value increases as the difference between the current intake intake gas amount and the optimal value increases. I am trying to become. Therefore, in the present embodiment, as the difference between the current intake intake gas amount and the optimal value increases, the deviation of the opening of the swirl control valve 95 from the reference target opening increases (that is, the swirl control valve 95). 95 is controlled so as to be larger.

また、本実施形態では、機関負荷が低負荷から中負荷の中程度である場合、機関負荷が低くなるにつれて、スワール比の定常時目標値からの偏差が大きくなるようにしている。したがって、本実施形態では、この場合、機関負荷が低くなるにつれて、スワール制御弁９５の開度の基準目標開度からの偏差が大きくなるようにスワール制御弁９５が制御される。   In the present embodiment, when the engine load is low to medium, the deviation of the swirl ratio from the steady-state target value increases as the engine load decreases. Therefore, in this embodiment, in this case, the swirl control valve 95 is controlled such that the deviation of the opening of the swirl control valve 95 from the reference target opening increases as the engine load decreases.

一方、図１０に示したように、機関負荷が中負荷の中程度（例えば、正味平均有効圧が０．７５ＭＰａ）から高負荷である場合には、吸入吸気ガス量が最適値よりも少ないときにはスワール比は定常時目標値よりも低い値に設定される。したがって、スワール制御弁９５の開度は基準目標開度よりも大きい開度に制御される。一方、吸入吸気ガス量が最適値よりも多いときにはスワール比は定常時目標値よりも高い値に設定される。したがって、スワール制御弁９５の開度は基準目標開度よりも小さい開度に制御される。   On the other hand, as shown in FIG. 10, when the engine load is moderate to medium load (for example, the net average effective pressure is 0.75 MPa) to high load, when the intake gas amount is smaller than the optimum value, The swirl ratio is set to a value lower than the steady state target value. Therefore, the opening of the swirl control valve 95 is controlled to an opening larger than the reference target opening. On the other hand, when the intake intake gas amount is larger than the optimum value, the swirl ratio is set to a value higher than the steady state target value. Therefore, the opening of the swirl control valve 95 is controlled to an opening smaller than the reference target opening.

特に、本実施形態では、機関負荷が中負荷の中程度から高負荷である場合にも、現在の吸入吸気ガス量と最適値との差が大きくなるにつれてスワール比の定常時目標値からの偏差が大きくなるようにしている。したがって、本実施形態では、現在の吸入吸気ガス量と最適値との差が大きくなるにつれて、スワール制御弁９５の開度の基準目標開度からの偏差が大きくなるように（すなわち、スワール制御弁９５の開度がより小さくなるように）制御される。   In particular, in the present embodiment, even when the engine load is medium to high, the deviation of the swirl ratio from the steady state target value as the difference between the current intake intake gas amount and the optimal value increases becomes large. Is to be larger. Therefore, in the present embodiment, as the difference between the current intake intake gas amount and the optimal value increases, the deviation of the opening of the swirl control valve 95 from the reference target opening increases (that is, the swirl control valve 95). 95 is controlled so as to be smaller.

また、本実施形態では、機関負荷が中負荷の中程度から高負荷である場合、機関負荷が高くなるにつれて、スワール比の定常時目標値からの偏差が大きくなるようにしている。したがって、本実施形態では、この場合、機関負荷が高くなるにつれて、スワール制御弁９５の開度の基準目標開度からの偏差が大きくなるようにスワール制御弁９５が制御される。   Further, in the present embodiment, when the engine load is medium to high, the deviation of the swirl ratio from the steady-state target value increases as the engine load increases. Therefore, in this embodiment, in this case, the swirl control valve 95 is controlled such that the deviation of the opening of the swirl control valve 95 from the reference target opening increases as the engine load increases.

見方を変えると、図１０に示したように、本実施形態では、吸入吸気ガス量が最適値よりも少ないとき、すなわち吸入吸気ガス量が増加しているときには、機関負荷が低い場合、スワール比は定常時目標値よりも高い値に設定され、よってスワール制御弁９５の開度は基本目標開度よりも小さくされる。逆に、このとき、機関負荷が高い場合、スワール比は定常時目標値よりも低い値に設定され、よってスワール制御弁９５の開度は基本目標開度よりも大きくされる。このため、本実施形態では、吸入吸気ガス量の増加に伴ってスワール制御弁９５の基本目標開度を補正するときには、機関負荷が相対的に低い場合に比べて高い場合の方が、スワール比を増大させる方向の補正量が小さくされるといえる。   In other words, as shown in FIG. 10, in the present embodiment, when the intake intake gas amount is smaller than the optimum value, that is, when the intake intake gas amount is increasing, when the engine load is low, the swirl ratio Is set to a value higher than the steady state target value, so that the opening of the swirl control valve 95 is made smaller than the basic target opening. Conversely, at this time, when the engine load is high, the swirl ratio is set to a value lower than the steady state target value, and therefore, the opening of the swirl control valve 95 is made larger than the basic target opening. For this reason, in the present embodiment, when the basic target opening of the swirl control valve 95 is corrected with an increase in the intake intake gas amount, the swirl ratio is higher when the engine load is higher than when the engine load is relatively lower. It can be said that the amount of correction in the direction of increasing is reduced.

一方、図１０に示したように、本実施形態では、吸入吸気ガス量が最適値よりも多いとき、すなわち吸入吸気ガス量が減少しているときには、機関負荷が低い場合、スワール比は定常時目標値よりも低い値に設定され、よってスワール制御弁９５の開度は基本目標開度よりも大きくされる。逆に、このとき、機関負荷が高い場合、スワール比は定常時目標値よりも高い値に設定され、よってスワール制御弁９５の開度は基本目標開度よりも小さくされる。このため、本実施形態では、吸入吸気ガス量の減少に伴ってスワール制御弁９５の基本目標開度を補正するときには、機関負荷が相対的に低い場合に比べて高い場合の方が、スワール比を増大させる方向の補正量が大きくされるといえる。   On the other hand, as shown in FIG. 10, in the present embodiment, when the intake intake gas amount is larger than the optimum value, that is, when the intake intake gas amount is decreasing, when the engine load is low, the swirl ratio is in a steady state. The swirl control valve 95 is set to a value lower than the target value, so that the opening of the swirl control valve 95 is made larger than the basic target opening. Conversely, at this time, when the engine load is high, the swirl ratio is set to a value higher than the steady state target value, and thus the opening of the swirl control valve 95 is made smaller than the basic target opening. For this reason, in the present embodiment, when the basic target opening of the swirl control valve 95 is corrected in accordance with the decrease in the intake intake gas amount, the swirl ratio is higher when the engine load is higher than when the engine load is relatively lower. It can be said that the amount of correction in the direction of increasing is increased.

＜フローチャート＞
図１１は、スワール比の設定制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。図示した制御ルーチンは一定時間間隔で実行される。 <Flowchart>
FIG. 11 is a flowchart showing a control routine of the swirl ratio setting control. The illustrated control routine is executed at regular time intervals.

まず、ステップＳ１１において、負荷センサ８９及びクランク角センサ９０の出力に基づいて、機関負荷Ｌ及び機関回転速度ＮＥが算出される。次いで、ステップＳ１２では、燃焼室１５への吸入吸気ガス量Ｇｃが算出される。燃焼室１５への吸入吸気ガス量Ｇｃは様々な方法で算出される。   First, in step S11, the engine load L and the engine speed NE are calculated based on the outputs of the load sensor 89 and the crank angle sensor 90. Next, in step S12, the intake gas amount Gc to be taken into the combustion chamber 15 is calculated. The intake gas amount Gc to be taken into the combustion chamber 15 is calculated by various methods.

一つ目の算出方法では、吸気マニホルド４１に設けられた圧力センサ８６及び温度センサ８７によって検出された吸気ガスの圧力及び温度に基づいて、燃焼室１５内への吸入吸気ガス量が算出される。この場合、吸気弁２１が閉弁されるときの燃焼室１５内の容積並びに吸気ガスの圧力及び温度から燃焼室１５内への吸入吸気ガス量が算出される。   In the first calculation method, the amount of intake gas into the combustion chamber 15 is calculated based on the pressure and temperature of intake gas detected by the pressure sensor 86 and the temperature sensor 87 provided in the intake manifold 41. . In this case, the amount of intake gas into the combustion chamber 15 is calculated from the volume in the combustion chamber 15 and the pressure and temperature of the intake gas when the intake valve 21 is closed.

二つ目の方法では、燃焼室１５内へ吸入される空気（新気）の量をエアフロメータ８１の出力に基づいて算出すると共に、燃焼室１５内へ吸入されるＥＧＲガスの量を圧力センサ８６及び温度センサ８７によって検出された吸気ガスの圧力及び温度に基づいて収束計算により算出する。そしてこのようにして算出された燃焼室１５内へ吸入される空気の量とＥＧＲガスの量と和として吸入吸気ガス量が算出される。   In the second method, the amount of air (fresh air) drawn into the combustion chamber 15 is calculated based on the output of the air flow meter 81, and the amount of EGR gas drawn into the combustion chamber 15 is determined by a pressure sensor. The convergence calculation is performed based on the pressure and temperature of the intake gas detected by the temperature sensor 86 and the temperature sensor 87. Then, the intake intake gas amount is calculated as the sum of the amount of the air drawn into the combustion chamber 15 and the amount of the EGR gas thus calculated.

次いで、ステップＳ１３では、ステップＳ１１で検出された機関負荷Ｌ及び機関回転速度ＮＥに基づいて、図４に示したようなマップを用いて、スワール比の定常時目標値ＳＲｎが算出される。   Next, in step S13, a steady-state target value SRn of the swirl ratio is calculated based on the engine load L and the engine speed NE detected in step S11, using a map as shown in FIG.

次いで、ステップＳ１４では、ステップＳ１２で算出された現在の吸入吸気ガス量Ｇｃが吸入吸気ガス量の目標値Ｇｃｔとほぼ同一であるか否かが判定される。ここで、吸入吸気ガス量の目標値Ｇｃｔは、機関負荷Ｌ及び機関回転速度ＮＥに基づいてマップを用いて算出される。このマップは、機関負荷Ｌ及び機関回転速度ＮＥから排気エミッションが最適になるような吸入吸気ガス量（上述した最適値）を算出することができるように予め実験的に又は計算によって求められる。   Next, in step S14, it is determined whether or not the current intake gas amount Gc calculated in step S12 is substantially the same as the target value Gct of the intake gas amount. Here, the target value Gct of the intake intake gas amount is calculated using a map based on the engine load L and the engine speed NE. This map is obtained in advance experimentally or by calculation so that the intake intake gas amount (the above-described optimum value) that optimizes the exhaust emission can be calculated from the engine load L and the engine rotation speed NE.

ステップＳ１４において、現在の吸入吸気ガス量Ｇｃが吸入吸気ガス量の目標値Ｇｃｔとほぼ同一であると判定された場合、すなわち内燃機関が定常運転を行っている場合には、ステップＳ１５へと進む。ステップＳ１５では、ステップＳ１３で算出されたスワール比の定常時目標値ＳＲｎが最終的なスワール比の目標値ＳＲｔとして設定され、制御ルーチンが終了せしめられる。スワール制御弁９５は、燃焼室１５内に供給される吸気ガスのスワール比が最終的なスワール比の目標値ＳＲｔとなるように制御される。   If it is determined in step S14 that the current intake intake gas amount Gc is substantially equal to the target value Gct of the intake intake gas amount, that is, if the internal combustion engine is performing a steady operation, the process proceeds to step S15. . In step S15, the steady-state target value SRn of the swirl ratio calculated in step S13 is set as the final target value SRt of the swirl ratio, and the control routine ends. The swirl control valve 95 is controlled such that the swirl ratio of the intake gas supplied into the combustion chamber 15 becomes the final swirl ratio target value SRt.

一方、ステップＳ１４において、現在の吸入吸気ガス量Ｇｃが吸入吸気ガス量の目標値Ｇｃｔとは異なると判定された場合、すなわち内燃機関が過渡運転を行っている場合には、ステップＳ１６へと進む。ステップＳ１６では、機関負荷が予め定められた基準負荷（上述した中負荷の中程度）Ｌｒｅｆ以上であるか否かが判定される。ステップＳ１６において機関負荷Ｌが基準負荷Ｌｒｅｆ以上であると判定された場合にはステップＳ１７へと進む。   On the other hand, when it is determined in step S14 that the current intake intake gas amount Gc is different from the target value Gct of the intake intake gas amount, that is, when the internal combustion engine is performing a transient operation, the process proceeds to step S16. . In step S16, it is determined whether or not the engine load is equal to or greater than a predetermined reference load (the above-described medium load medium level) Lref. If it is determined in step S16 that the engine load L is equal to or greater than the reference load Lref, the process proceeds to step S17.

ステップＳ１７では、現在の吸入吸気ガス量Ｇｃが吸入吸気ガス量の目標値Ｇｃｔ以上であるか否かが判定される。ステップＳ１７において、現在の吸入吸気ガス量Ｇｃが吸入吸気ガス量の目標値Ｇｃｔ以上であると判定された場合には、ステップＳ１８へと進む。ステップＳ１８では、現在の吸入吸気ガス量Ｇｃと吸入吸気ガス量の目標値Ｇｃｔとの差及び機関負荷に基づいてスワール比の補正量ΔＳＲが算出される。スワール比の補正量ΔＳＲは、現在の吸入吸気ガス量Ｇｃと吸入吸気ガス量の目標値Ｇｃｔとの差が大きいほど大きくなるように算出される。加えて、スワール比の補正量ΔＳＲは、機関負荷が高いほど大きくなるように算出される。次いで、ステップＳ１９では、ステップＳ１３で算出されたスワール比の定常時目標値ＳＲｎにステップＳ１８で算出された補正量ΔＳＲを加算した値が最終的なスワール比の目標値ＳＲｔとして設定され、制御ルーチンが終了せしめられる。   In step S17, it is determined whether the current intake intake gas amount Gc is equal to or more than the target intake intake gas amount target value Gct. If it is determined in step S17 that the current intake intake gas amount Gc is equal to or greater than the target intake intake gas amount Gct, the process proceeds to step S18. In step S18, a swirl ratio correction amount ΔSR is calculated based on the difference between the current intake intake gas amount Gc and the target value Gct of the intake intake gas amount and the engine load. The swirl ratio correction amount ΔSR is calculated so as to increase as the difference between the current intake gas amount Gc and the target value Gct of the intake gas amount increases. In addition, the swirl ratio correction amount ΔSR is calculated to increase as the engine load increases. Next, in step S19, a value obtained by adding the correction amount ΔSR calculated in step S18 to the steady-state target value SRn of the swirl ratio calculated in step S13 is set as a final swirl ratio target value SRt, and the control routine Is terminated.

一方、ステップＳ１７において、現在の吸入吸気ガス量Ｇｃが吸入吸気ガス量の目標値Ｇｃｔよりも少ないと判定された場合には、ステップＳ２０へと進む。ステップＳ２０では、ステップＳ１８と同様に、スワール比の補正量ΔＳＲが算出される。次いで、ステップＳ２１では、ステップＳ１３で算出されたスワール比の定常時目標値ＳＲｎからステップＳ２０で算出された補正量ΔＳＲを減算した値が最終的なスワール比の目標値ＳＲｔとして設定され、制御ルーチンが終了せしめられる。   On the other hand, when it is determined in step S17 that the current intake gas amount Gc is smaller than the target value Gct of the intake gas amount, the process proceeds to step S20. In step S20, similarly to step S18, the swirl ratio correction amount ΔSR is calculated. Next, in step S21, a value obtained by subtracting the correction amount ΔSR calculated in step S20 from the steady-state target value SRn of the swirl ratio calculated in step S13 is set as the final swirl ratio target value SRt, and the control routine is executed. Is terminated.

ステップＳ１６において、機関負荷Ｌが基準負荷Ｌｒｅｆ未満であると判定された場合にはステップＳ２２へと進む。ステップＳ２２では、ステップＳ１７と同様に、現在の吸入吸気ガス量Ｇｃが吸入吸気ガス量の目標値Ｇｃｔ以上であるか否かが判定される。ステップＳ２２において、現在の吸入吸気ガス量Ｇｃが吸入吸気ガス量の目標値Ｇｃｔ以上であると判定された場合には、ステップＳ２３へと進む。ステップＳ２３では、現在の吸入吸気ガス量Ｇｃと吸入吸気ガス量の目標値Ｇｃｔとの差及び機関負荷に基づいてスワール比の補正量ΔＳＲが算出される。スワール比の補正量ΔＳＲは、現在の吸入吸気ガス量Ｇｃと吸入吸気ガス量の目標値Ｇｃｔとの差が大きいほど大きくなるように算出される。加えて、スワール比の補正量ΔＳＲは、機関負荷が低いほど大きくなるように算出される。次いで、ステップＳ２４では、ステップＳ１３で算出されたスワール比の定常時目標値ＳＲｎからステップＳ２３で算出された補正量ΔＳＲを減算した値が最終的なスワール比の目標値ＳＲｔとして設定され、制御ルーチンが終了せしめられる。   If it is determined in step S16 that the engine load L is less than the reference load Lref, the process proceeds to step S22. In step S22, similarly to step S17, it is determined whether the current intake intake gas amount Gc is equal to or greater than the target intake intake gas amount Gct. If it is determined in step S22 that the current intake intake gas amount Gc is equal to or greater than the target intake intake gas amount Gct, the process proceeds to step S23. In step S23, a swirl ratio correction amount ΔSR is calculated based on the difference between the current intake intake gas amount Gc and the target value Gct of the intake intake gas amount and the engine load. The swirl ratio correction amount ΔSR is calculated so as to increase as the difference between the current intake gas amount Gc and the target value Gct of the intake gas amount increases. In addition, the swirl ratio correction amount ΔSR is calculated to increase as the engine load decreases. Next, in step S24, a value obtained by subtracting the correction amount ΔSR calculated in step S23 from the steady-state target value SRn of the swirl ratio calculated in step S13 is set as a final swirl ratio target value SRt, and the control routine is executed. Is terminated.

一方、ステップＳ２２において、現在の吸入吸気ガス量Ｇｃが吸入吸気ガス量の目標値Ｇｃｔよりも少ないと判定された場合には、ステップＳ２５へと進む。ステップＳ２５では、ステップＳ１８と同様に、スワール比の補正量ΔＳＲが算出される。次いで、ステップＳ２６では、ステップＳ１３で算出されたスワール比の定常時目標値ＳＲｎにステップＳ２５で算出された補正量ΔＳＲを加算した値が最終的なスワール比の目標値ＳＲｔとして設定され、制御ルーチンが終了せしめられる。スワール制御弁９５は、燃焼室１５内に供給される吸気ガスのスワール比が最終的なスワール比の目標値ＳＲｔとなるように制御される。
On the other hand, if it is determined in step S22 that the current intake gas amount Gc is smaller than the target value Gct of the intake gas amount, the process proceeds to step S25. In step S25, similarly to step S18, the swirl ratio correction amount ΔSR is calculated. Next, in step S26, a value obtained by adding the correction amount ΔSR calculated in step S25 to the steady-state target value SRn of the swirl ratio calculated in step S13 is set as a final swirl ratio target value SRt. Is terminated. The swirl control valve 95 is controlled such that the swirl ratio of the intake gas supplied into the combustion chamber 15 becomes the final swirl ratio target value SRt.

なお、上記実施形態では、ステップＳ１３において、機関運転状態に基づいてスワール比の定常時目標値ＳＲｎを算出している。しかしながら、ステップＳ１３では、スワール比の定常時目標値の代わりに、これに対応するスワール制御弁９５の基本目標開度を算出してもよい。この場合には、ステップＳ１８、Ｓ２０、Ｓ２３及びＳ２５ではスワール制御弁９５の開度の補正量が算出されると共に、ステップＳ１９、Ｓ２１、Ｓ２４及びＳ２６では基本目標開度に補正量が加算又は減算される（なお、スワール制御弁９５の開度を用いる場合、ステップＳ１９、Ｓ２１、Ｓ２４及びＳ２６とは加算と減算とが逆になる）。   In the above embodiment, in step S13, the steady-state target value SRn of the swirl ratio is calculated based on the engine operating state. However, in step S13, instead of the steady-state target value of the swirl ratio, the corresponding basic target opening of the swirl control valve 95 may be calculated. In this case, the correction amount of the opening of the swirl control valve 95 is calculated in steps S18, S20, S23 and S25, and the correction amount is added or subtracted from the basic target opening in steps S19, S21, S24 and S26. (When the opening degree of the swirl control valve 95 is used, addition and subtraction are reversed in steps S19, S21, S24, and S26).

１ 内燃機関
１０ 機関本体
３１ 燃料噴射弁
４６ スロットル弁
６２ ＥＧＲ制御弁
７０ 制御装置
８１ エアフロメータ
８６ 圧力センサ
８７ 温度センサ
９５ スワール制御弁 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Internal combustion engine 10 Engine main body 31 Fuel injection valve 46 Throttle valve 62 EGR control valve 70 Control device 81 Air flow meter 86 Pressure sensor 87 Temperature sensor 95 Swirl control valve

Claims (4)

燃焼室内に生じるスワールの強さを変更可能なスワール制御弁と、機関負荷を検出する負荷検出装置と、該スワール制御弁を制御する制御装置とを備え、
前記制御装置は、前記負荷検出装置によって検出された機関負荷が予め定められた負荷よりも高いときには、吸入吸気ガス量が減少しているときに比べて増大しているときの方が、スワール比が低くなるようにスワール制御弁を制御し、
前記制御装置は、前記負荷検出装置によって検出された機関負荷に基づいて前記スワール制御弁の基本目標開度を設定すると共に、吸入吸気ガス量が減少しているときには前記基本目標開度を補正し、
吸入吸気ガス量の減少に伴って前記基本目標開度を補正するときには、前記負荷検出装置によって検出された機関負荷が相対的に低い場合に比べて高い場合の方が、スワール比を増大させる方向の補正量を大きくする、内燃機関。 A swirl control valve capable of changing the intensity of swirl generated in the combustion chamber, a load detection device that detects an engine load, and a control device that controls the swirl control valve,
When the engine load detected by the load detection device is higher than a predetermined load, the control device determines that the swirl ratio is greater when the intake intake gas amount is increasing than when it is decreasing. controlling a swirl control valve such that the lower,
The control device sets a basic target opening of the swirl control valve based on the engine load detected by the load detection device, and corrects the basic target opening when the intake intake gas amount is decreasing. ,
When the basic target opening is corrected in accordance with a decrease in the intake intake gas amount, a direction in which the swirl ratio is increased when the engine load detected by the load detection device is higher than when the engine load is relatively low. Internal combustion engine that increases the correction amount of 燃焼室内に生じるスワールの強さを変更可能なスワール制御弁と、機関負荷を検出する負荷検出装置と、該スワール制御弁を制御する制御装置とを備え、
前記制御装置は、前記負荷検出装置によって検出された機関負荷が予め定められた負荷よりも高いときには、吸入吸気ガス量が減少しているときに比べて増大しているときの方が、スワール比が低くなるようにスワール制御弁を制御し、
前記制御装置は、前記負荷検出装置によって検出された機関負荷が予め定められた負荷よりも低いときには、吸入吸気ガス量が減少しているときに比べて増大しているときの方が、スワール比が高くなるようにスワール制御弁を制御する、内燃機関。 A swirl control valve capable of changing the intensity of swirl generated in the combustion chamber, a load detection device that detects an engine load, and a control device that controls the swirl control valve,
When the engine load detected by the load detection device is higher than a predetermined load, the control device determines that the swirl ratio is greater when the intake intake gas amount is increasing than when it is decreasing. Control the swirl control valve so that
When the engine load detected by the load detection device is lower than a predetermined load, the control device has a higher swirl ratio when the intake intake gas amount is increasing than when the intake intake gas amount is decreasing. controlling the swirl control valve so that the higher, the internal combustion engine. 前記制御装置は、前記負荷検出装置によって検出された機関負荷に基づいて前記スワール制御弁の基本目標開度を設定すると共に、吸入吸気ガス量が減少しているときには前記基本目標開度を補正し、
吸入吸気ガス量の減少に伴って前記基本目標開度を補正するときには、前記負荷検出装置によって検出された機関負荷が相対的に低い場合に比べて高い場合の方が、スワール比を増大させる方向の補正量を大きくする、請求項２に記載の内燃機関。 The control device sets a basic target opening of the swirl control valve based on the engine load detected by the load detection device, and corrects the basic target opening when the intake intake gas amount is decreasing. ,
When the basic target opening is corrected in accordance with a decrease in the intake intake gas amount, a direction in which the swirl ratio is increased when the engine load detected by the load detection device is higher than when the engine load is relatively low. 3. The internal combustion engine according to claim 2 , wherein the correction amount is increased. 前記制御装置は、吸入吸気ガス量が増大しているときには前記基本目標開度を補正し、
吸入吸気ガス量の増大に伴って前記基本目標開度を補正するときには、前記負荷検出装置によって検出された機関負荷が相対的に低い場合に比べて高い場合の方が、スワール比を増大させる方向の補正量を小さくする、請求項１又は３に記載の内燃機関。 The control device corrects the basic target opening degree when the intake intake gas amount is increasing,
When the basic target opening is corrected with an increase in the intake intake gas amount, a direction in which the swirl ratio is increased when the engine load detected by the load detection device is higher than when the engine load is relatively low. 4. The internal combustion engine according to claim 1, wherein a correction amount of the internal combustion engine is reduced.
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